Hydrostatisches Axiallager Die vorliegende Erfindung betrifft ein hydrostati sches Axiallager mit einem Lagerring und einer Lager scheibe, welche mit Druckkammern für die hydrostati sche Schmierung versehen ist.
Das gewöhnliche hydrostatische Axiallager besteht aus zwei Hauptteilen. Der eine Hauptteil ist ein Gleit ring oder eine Scheibe, welche an der rotierenden Welle befestigt sein kann, oder die Welle ist derart ausgeformt, dass sie einen Gleitring oder eine Scheibe bildet. Der andere Hauptbestandteil ist ein stehender Ring oder eine Scheibe, die mit Vertiefungen für die Druckölzufuhr versehen ist. Diese Vertiefungen, sogenannte Druck kammern, können ziemlich unterschiedliche Ausformun gen aufweisen: ring-, zirkelförmig usw., und auch die Anzahl kann stark variieren. Der mit hydrostatischer Lagerung verbundene Vorteil liegt in der sehr niedrigen Reibung und dem entsprechend hohen Wirkungsgrad.
Was Nachteile anbelangt, so ist derjenige Umstand sehr schwerwiegend, dass ein hydrostatisches Lager sehr schnell zerstört wird, falls die Ölzufuhr versagt. Es ist daher erforderlich, dass für die Hochdruckzufuhr von Öl eine mindestens 100o/oige Sicherheit vorliegt, z. B.
in der Form einer Reservepumpe oder in der Form eines kompletten hydrodynamischen Lagers oder Kugellagers zusätzlich zu dem hydrostatischen, so dass bei Ausfällen der Ölzufuhr dieses Reservelager die Last vom hydro statischen Lager übernimmt. Eine solche Anordnung kostet selbstverständlich recht viel, sowohl in der Her stellung als im Wirkungsgrad. Die vorliegende Erfindung hat die Zielsetzung, das hydrostatische Lager so auszu formen, dass die Tragfähigkeit bei Versagen der Hoch- druckölzufuhr nur unbedeutend reduziert wird, so dass das Lager nicht beschädigt wird.
Zwecks Erreichung dieses Effektes wird der Lager ring und die Lagerscheibe so ausgebildet, dass zwi schen den der hydrostatischen Schmierung dienenden Druckkammern Tragflächen gebildet werden können, wo ein hydrodynamischer Trageffekt entstehen kann.
Um einen solchen Effekt zustande zu bringen, müs sen die Tragflächen gegen die Umlaufrichtung geneigt oder eine bogenförmige Oberfläche haben, oder eine Kombination dieser beiden Merkmale aufweisen, so dass man die erwünschte Keilwirkung erzielt.
Gegenstand der Erfindung ist somit ein hydrostati sches Axiallager mit einem Lagerring und einer Lager scheibe, die mit Druckkammern für die hydrostatische Schmierung versehen werden und der vorerwähnte ge wünschte Effekt wird gemäss der Erfindung dadurch er reicht, dass der Lagerring und die Lagerscheibe nur an einzelnen Stellen zwischen den Druckkammern mitein ander in Berührung stehen, so dass sich zwischen den Berührungsstellen weitere Druckkammern bilden, die mit den Druckkammern im Lagerring über Öffnungen in Verbindung stehen, so dass beim Wegfall des Schmier mitteldruckes der Lagerring deformiert und eine gebo gene Oberfläche mit Keilwirkung erhält.
An beiden Seiten des Lagerringes oder der Lager scheibe, d. h. in der Druckkammer und der ausserhalb dieser liegenden Kammer an der entgegengesetzten Seite des Lagerringes der Scheibe, werden die Drücke unge fähr gleich gross sein, und dies bedeutet, dass weder der Ring noch die Scheibe einer Belastung ausgesetzt ist und somit seine ursprüngliche plane Form bei gewöhnlichem hydrostatischem Betrieb des Lagers beibehält. Bei richtiger Wahl der Lochdimension zur Verbindung zwi schen der Druckkammer und der Barunterliegenden Kammer kann man erreichen, dass die Druckbelastung an den beiden Seiten des Ringes und der Scheibe unge fähr gleich gross ist oder eine geringe Neigung hat, den Ring nach oben zu biegen.
Dadurch kann man erreichen, dass der Schmierspalt über den ganzen Umfang gleich gross oder derart eingestellt werden kann, dass er über den Druckkammern am kleinsten und über den Trag flächen des Ringes und der Scheibe am grössten ist. Auf diese Weise kann man sicherstellen, dass das Lager mit optimalem Wirkungsgrad arbeitet. Durch die Löcher, welche die Verbindung zwischen den Druckkammern und den ausserhalb liegenden Kammern herstellen, wird eine Dämpferwirkung zwischen den Kammern erreicht, die die Entwicklung von Lagervibrationen verhindert. Falls die Druckölzufuhr versagt, wird die Lagerbela stung automatisch von den Druckkammern zu den Trag flächen bzw.
Berührungsflächen des Ringes und der Scheibe verschoben. Der Ring und die Scheibe werden hauptsächlich oder ausschliesslich in einzelnen Bereichen zwischen den Druckkammern unterstützt, und der Ring wird daher deformiert, so dass man in der Umlauf richtung die erwünschte Schrägstellung oder Krümmung erhält, um ein hydrodynamisches Lager zustandebringen zu können. Die richtige Neigung und Krümmung kann mittels Wahl der Ringdicke und Anbringung der Unter stützungen eingestellt werden.
üblicherweise wird das Lager lediglich für eine Um laufrichtung berechnet sein, so dass dann der Lagerring und die Scheibe unsymmetrisch in den Bereichen zwi schen den Druckkammern unterstützt werden.
Wünscht man ein Lager zu erhalten, das mit beiden Umlaufrichtungen arbeiten kann, so unterstützt man den Lagerring und die Scheibe symmetrisch in den Bereichen zwischen den Druckkammern.
Zweckmässig kann man die Druckkammern mit einer an sich bekannten Einlaufkante für jede Umlauf richtung versehen, und der Lagerring und die S:..ieibe kann auch mit einer oder mehreren Schmierspuren ver sehen sein, welche das Schmiermittel von der Kante des Lagerringes bzw. der Scheibe zur Mitte hinleitet. Auch diese Schmierspur kann eine Einlaufkante für jede Um laufrichtung haben.
Für die ausserhalb liegende Kammer oder die Un terstützungskammer, wie man diese nennen kann, kann ein Ventil angebracht sein, das die Kammer von der äusseren Umgebung abschliesst, welches Ventil ver schlossen ist, während die Kammer sich unter Hoch druck befindet, aber unter hydrodynamischem Betrieb automatisch zwecks Schmiermittelzirkulation durch das Ventil in die Kammer hinein und weiter zur Druck kammer und dem Schmierspalt geöffnet wird.
Die Erfindung soll nachstehend unter Bezugnahme auf die Zeichnungen näher erläutert werden, welche zwei bevorzugte Ausführungsformen der Erfindung dar stellen.
Auf den Zeichnungen zeigt Fig. 1 einen Ausschnitt von dem Grundriss des stehenden Ringes in einem hydrostatischen Lager.
Fig.2 zeigt einen ausgefalteten Schnitt des Lagers entsprechend dem Diameter D nach der Linie II-II in Fig. 1.
Fig. 3 ist ein radialer Schnitt durch die Druckkam mer nach der Linie III-III in Fig. 1.
Fig.4 ist ein ausgefalteter Schnitt ähnlich dem in Fig.2 dargestellten und zeigt die Stellung des Lager ringes bei hydrodynamischer Schmierung.
Fig.5 zeigt einen Ausschnitt vom Grundriss eines stehenden Ringes mit einer etwas anderen Ausführung als der in Fig. 1 dargestellten.
Fig.6 zeigt einen ausgefalteten Schnitt des Lager ringes in Fig. 5, entsprechend dem Diamter D nach der Linie V-V in Fig. 5.
In Fig. 1 bezeichnet die Bezugszahl 1 den stehenden Ring eines hydrostatischen Lagers, und der stehende Ring ist mit der Druckkammer 2 versehen, die der hy drostatischen Schmierung dient, sowie Tragflächen 3 zwischen den Druckkammern, an welchen Tragflächen hydrodynamische Trageffekte entstehen können. Um diesen Effekt hervorzubringen, müssen die Tragflächen 3 eine gewisse Neigung gegen die Umlaufrichtung oder eine gebogene Oberfläche, oder eine Kombination dieser beiden haben. Daher ist eine besondere Unterstützung des Ringes 1 erforderlich, und diese ist in Fig. 2 und ins besondere in Fig. 4 dargestellt. Der Ring 1 ist unter den Tragflächen 3 in den Punkten 4 unterstützt. Dadurch wird die Kammer 6 zwischen dem Ring 1 und der La gerscheibe 5 gebildet.
Die Druckölzufuhr geschieht zu diesen Kammeraa 6 beispielsweise durch die Öffnungen 7. Von den Kammern 6 strömt das Öl durch die Öffnun gen 8 zu den Druckkammern 2, von wo aus das Öl zwi schen dem stehenden Ring und dem Gleitring 10 in den Schmierspalt 9 hineingepresst wird. Vom Schmierspalt 9 strömt das Öl in einen Niederdruckraum (nicht darge stellt) hinaus. Die Abdichtung zwischen dem Ring 1 und der Scheibe 5 ist reit 11 bezeichnet. Die Schrauben, welche den Ring 1 mit der Lagerscheibe 5 verbinden, sind mit 14 bezeichnet. Die Schrauben, welche die La gerscheibe 5 an der Unterlage befestigen, sind mit 15 bezeichnet.
Die beiden Ausführungsbeispiele sollen nachstehend zusammen mit der Wirkungsweise des Lagerungssyste- me5 näher erläutert werden.
Das Lager ist vor allem für hydrostatischen Betrieb berechnet, und bei einem solchen Betrieb werden wegen der Tatsache, dass der Grösste Druckabfall im Drucköl- system im Schmierspalt 9 zwischen dem stehenden Ring 1. und dem Gleitring 10 vorkommt, ungefähr gleich grosse Drücke an beiden Seiten des Ringes 1 herrschen, d. h. in der Druckkammer 2 und der Kammer 6. Dies bedeutet wiederum, dass der Ring 1 keiner Belastung ausgesetzt ist und daher seine ursprüngliche plane Form beibehalten wird. Entsprechend der gewöhnlichen hy drostatischen Lagerung wird sich eine ziemlich dicke Ölschicht 0,1-03 mm im Spalt bilden.
Bei -einer so dik- ken Ölschicht sind die Reibungsverluste viel geringer als bei einem gewöhnlichen hydrodynamisch arbeitenden Lager, selbst wenn die Tragflächen 3, wo der grösste Teil der Reibung auftritt, ziemlich gross sind. Bei rich tiger Wahl der Dimension des Loches 8, welches die Druckkammer 2 mit der ausserhalb liegenden Kammer 6 verbindet, kann man erreichen, dass die Druckbelastung an den beiden Seiten des Ringes 1, ungefähr gleich gross ist oder eine geringe Tendenz hat, den Ring nach oben zu biegen. Dadurch kann man erreichen, dass der Spalt 9 über den ganzen Umfang gleich gross ist oder er ist über den Druckkammern am kleinsten und über den Tragflächen am grössten. Auf diese Weise kann man sicherstellen, dass das Lager mit optimalem Wirkungs rad arbeitet.
Die Löcher 8 haben auch eine andere Funktion, nämlich dass sie als Dämpfungsglieder zwi schen den Kammern 2 und 6 wirken und die Entwick lung von Lagervibrationen verhindern.
Falls die Druckölzufuhr versagt, wird die Lagerbe lastung automatisch von den Druckkammern 2 zu den Tragflächen 3 überführt. Da der Öldruck in der Kam mer 6 abnimmt oder ganz verschwindet, wird der Ring 1 hauptsächlich oder ausschliesslich in den Punkten 4 unterstützt sein. Dadurch wird der Ring 1 entsprechend deformiert, wie in Fig. 4 dargestellt. Die Tragflächen 3 werden sich sowohl gegen die Umlaufrichtung neigen als sich krümmen, so dass dies eine Keilwirkung und einen hydrodynamischen Effekt ergibt. Die richtige Neigung und Krümmung kann durch Wahl der Ringdicke und Anbringung der Unterstützungen 4 eingestellt werden.
Falls die Druckölzufuhr nicht ganz versagt, wird die Lastüberführung von den Druckölkammern 2 zu den Tragflächen 3 geringer sein. Entsprechend wird die Neigung und Krümmung der Tragfläche 3 reduziert, so dass automatisch ein Ausgleich zwischen hydrostatischer und hydrodynamischer Tragfähigkeit entsteht.
Die einzelnen Konstruktionseinzelheiten können selbstverständlich den Anforderungen und Einbauver hältnissen entsprechend variieren. In Fig.1 ist daher gezeigt, wie die Druckkammer 2 mit einer Auflaufkante 12 gegen die Tragfläche hin versehen ist, so dass der hydrodynamische Betrieb dadurch verbessert wird. In Fig. 5 ist der Lagerring mit einer eigenen Schmierspur 13 für hydrodynamischen Betrieb versehen dargestellt. Auch die Schmierspur 13 kann, wie dargestellt, mit einer Auflaufkante 12 versehen sein.
Es ist auch möb lich, zwischen der Kammer 6 und der äusseren Umge bung ein Ventil anzubringen, welches Ventil geschlossen ist, während sich die Kammer 6 unter Hochdruck be findet, das aber automatisch unter hydrodynamischem Betrieb geöffnet wird, so dass eine Ölzirkulation durch das Ventil in die Kammer 6 hinein und weiter zur Druckkammer 2 und zum Schmierspalt 9 entstehen kann. Dieses Ventil und seine Anordnung sind nicht näher dargestellt.
Falls man das Lager in beiden Umlaufrichtungen zu benutzen wünscht, werden die Unterstützungen 4 sym metrisch unter den Tragflächen 3 angebracht, und die Tragflächen werden dann in beiden Richtungen mit An laufkanten 12 versehen. Es ist auch möglich, die Trag flächen 3 mit verschiedenen Lagermetallbelägen zu ver sehen, oder man kann den Gleitring 10 mit einem Lager metallbelag versehen.
Hydrostatic Axial Bearing The present invention relates to a hydrostatic thrust bearing with a bearing ring and a bearing disk which is provided with pressure chambers for the hydrostatic lubrication.
The common hydrostatic thrust bearing consists of two main parts. One main part is a sliding ring or a disk, which can be attached to the rotating shaft, or the shaft is shaped in such a way that it forms a sliding ring or a disk. The other main component is a standing ring or washer that is provided with recesses for the supply of pressurized oil. These depressions, so-called pressure chambers, can have quite different shapes: ring-shaped, circular, etc., and the number can also vary widely. The advantage associated with hydrostatic bearings is the very low friction and the correspondingly high efficiency.
As for the drawbacks, very serious is the fact that a hydrostatic bearing is destroyed very quickly if the oil supply fails. It is therefore necessary that there is at least 100% security for the high pressure supply of oil, e.g. B.
in the form of a reserve pump or in the form of a complete hydrodynamic bearing or ball bearing in addition to the hydrostatic one, so that if the oil supply fails, this reserve bearing takes over the load from the hydrostatic bearing. Such an arrangement costs a lot, of course, both in terms of manufacture and efficiency. The objective of the present invention is to design the hydrostatic bearing in such a way that the load-bearing capacity is only insignificantly reduced if the high-pressure oil supply fails, so that the bearing is not damaged.
To achieve this effect, the bearing ring and the bearing washer are designed so that between tween the pressure chambers serving for hydrostatic lubrication, bearing surfaces can be formed where a hydrodynamic support effect can arise.
In order to bring about such an effect, the bearing surfaces must be inclined against the direction of rotation or have an arcuate surface, or have a combination of these two features, so that the desired wedge effect is achieved.
The invention thus provides a hydrostatic thrust bearing with a bearing ring and a bearing disc, which are provided with pressure chambers for hydrostatic lubrication and the aforementioned ge desired effect is achieved according to the invention in that the bearing ring and the bearing washer only in individual places are in contact with each other between the pressure chambers, so that further pressure chambers are formed between the points of contact, which are connected to the pressure chambers in the bearing ring via openings, so that when the lubricant pressure is removed, the bearing ring is deformed and a curved surface with a wedge effect is obtained.
On both sides of the bearing ring or the bearing washer, d. H. In the pressure chamber and the outside of this chamber on the opposite side of the bearing ring of the disc, the pressures will be approximately the same, and this means that neither the ring nor the disc is exposed to any load and thus its original planar shape with ordinary maintains hydrostatic operation of the bearing. With the correct choice of the hole dimension for connecting between the pressure chamber and the chamber below it can be achieved that the pressure load on both sides of the ring and the disc is approximately the same or has a slight tendency to bend the ring upwards.
In this way, it can be achieved that the lubricating gap can be set to the same size over the entire circumference or set in such a way that it is smallest over the pressure chambers and largest over the support surfaces of the ring and disk. In this way one can ensure that the bearing is working with optimal efficiency. The holes which establish the connection between the pressure chambers and the chambers lying outside, a damping effect between the chambers is achieved, which prevents the development of bearing vibrations. If the pressurized oil supply fails, the bearing load is automatically transferred from the pressure chambers to the wings or
Contact surfaces of the ring and the disc moved. The ring and the disc are mainly or exclusively supported in individual areas between the pressure chambers, and the ring is therefore deformed so that the desired inclination or curvature is obtained in the circumferential direction in order to be able to bring about a hydrodynamic bearing. The correct inclination and curvature can be set by choosing the ring thickness and attaching the supports.
Usually, the bearing will only be calculated for one direction of rotation, so that the bearing ring and the disk are then supported asymmetrically in the areas between the pressure chambers.
If one wishes to obtain a bearing that can work with both directions of rotation, one supports the bearing ring and the disk symmetrically in the areas between the pressure chambers.
Appropriately, the pressure chambers can be provided with a known inlet edge for each direction of rotation, and the bearing ring and the S: .. ieibe can also be seen with one or more smear marks, which remove the lubricant from the edge of the bearing ring or the disk leads to the center. This smear mark can also have a leading edge for each direction of rotation.
For the external chamber or the support chamber, as it can be called, a valve can be attached that closes the chamber from the external environment, which valve is closed while the chamber is under high pressure, but under hydrodynamic operation automatically for the purpose of lubricant circulation through the valve into the chamber and further to the pressure chamber and the lubrication gap is opened.
The invention will be explained in more detail below with reference to the drawings, which represent two preferred embodiments of the invention.
In the drawings, FIG. 1 shows a section of the floor plan of the stationary ring in a hydrostatic bearing.
FIG. 2 shows an unfolded section of the bearing corresponding to the diameter D along the line II-II in FIG. 1.
Fig. 3 is a radial section through the Druckkam mer along the line III-III in FIG.
Fig.4 is an expanded section similar to that shown in Fig.2 and shows the position of the bearing ring with hydrodynamic lubrication.
FIG. 5 shows a detail from the plan of a standing ring with a slightly different design than that shown in FIG.
FIG. 6 shows an unfolded section of the bearing ring in FIG. 5, corresponding to the diamter D along the line V-V in FIG.
In Fig. 1, the reference number 1 denotes the stationary ring of a hydrostatic bearing, and the stationary ring is provided with the pressure chamber 2, which is used for hy drostatic lubrication, and wings 3 between the pressure chambers, on which wings hydrodynamic support effects can arise. In order to bring about this effect, the wings 3 must have a certain inclination against the direction of rotation or a curved surface, or a combination of these two. Therefore, special support of the ring 1 is required, and this is shown in FIG. 2 and in particular in FIG. The ring 1 is supported under the wings 3 at points 4. As a result, the chamber 6 between the ring 1 and the La gerscheibe 5 is formed.
The pressure oil is supplied to these chambers 6, for example, through the openings 7. From the chambers 6, the oil flows through the openings 8 to the pressure chambers 2, from where the oil between the stationary ring and the sliding ring 10 is pressed into the lubricating gap 9 . From the lubrication gap 9, the oil flows into a low-pressure chamber (not illustrated). The seal between the ring 1 and the disk 5 is designated 11. The screws which connect the ring 1 to the bearing washer 5 are denoted by 14. The screws that attach the La gerscheibe 5 to the base are denoted by 15.
The two exemplary embodiments are to be explained in more detail below together with the mode of operation of the storage system5.
The bearing is primarily designed for hydrostatic operation, and in such operation, due to the fact that the greatest pressure drop in the pressure oil system occurs in the lubrication gap 9 between the stationary ring 1 and the sliding ring 10, the pressures on both sides are approximately the same of the ring 1 prevail, d. H. in the pressure chamber 2 and the chamber 6. This in turn means that the ring 1 is not exposed to any load and therefore its original planar shape is retained. According to the usual hydrostatic storage, a fairly thick layer of oil 0.1-03 mm will form in the gap.
With such a thick layer of oil, the friction losses are much lower than with a conventional hydrodynamically operating bearing, even if the bearing surfaces 3, where most of the friction occurs, are quite large. With the right choice of the dimension of the hole 8, which connects the pressure chamber 2 with the outside chamber 6, one can achieve that the pressure load on both sides of the ring 1 is approximately the same or has a slight tendency to move the ring to bend up. In this way it can be achieved that the gap 9 is the same size over the entire circumference or it is smallest over the pressure chambers and largest over the wings. In this way you can ensure that the bearing is working with optimal efficiency.
The holes 8 also have another function, namely that they act as damping members between the chambers 2 and 6 and prevent the development of bearing vibrations.
If the pressure oil supply fails, the storage load is automatically transferred from the pressure chambers 2 to the wings 3. Since the oil pressure in the chamber 6 decreases or disappears completely, the ring 1 will be supported mainly or exclusively in points 4. As a result, the ring 1 is deformed accordingly, as shown in FIG. 4. The wings 3 will both incline and curve counter to the direction of rotation, so that this results in a wedge effect and a hydrodynamic effect. The correct inclination and curvature can be set by choosing the ring thickness and attaching the supports 4.
If the pressure oil supply does not completely fail, the load transfer from the pressure oil chambers 2 to the wings 3 will be less. The inclination and curvature of the wing 3 is correspondingly reduced, so that a balance between hydrostatic and hydrodynamic carrying capacity is automatically created.
The individual construction details can of course vary according to the requirements and installation conditions. In FIG. 1 it is therefore shown how the pressure chamber 2 is provided with a run-up edge 12 against the wing, so that the hydrodynamic operation is improved as a result. In Fig. 5 the bearing ring is shown provided with its own lubrication track 13 for hydrodynamic operation. As shown, the smear track 13 can also be provided with a run-up edge 12.
It is also possible, please include a valve to be installed between the chamber 6 and the outside environment, which valve is closed while the chamber 6 is under high pressure, but which is automatically opened under hydrodynamic operation, so that oil circulation through the valve into the chamber 6 and further to the pressure chamber 2 and the lubrication gap 9 can arise. This valve and its arrangement are not shown in detail.
If you want to use the camp in both directions of rotation, the supports 4 are attached symmetrically under the wings 3, and the wings are then provided with running edges 12 in both directions. It is also possible to see the support surfaces 3 with different bearing metal coatings ver, or you can provide the sliding ring 10 with a bearing metal coating.