CH449337A - Hydrostatic thrust bearing - Google Patents

Hydrostatic thrust bearing

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CH449337A
CH449337A CH1692566A CH1692566A CH449337A CH 449337 A CH449337 A CH 449337A CH 1692566 A CH1692566 A CH 1692566A CH 1692566 A CH1692566 A CH 1692566A CH 449337 A CH449337 A CH 449337A
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CH
Switzerland
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bearing
ring
pressure chambers
pressure
hydrostatic
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Application number
CH1692566A
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German (de)
Inventor
Nagy Dipl-Ing Lehoczky Kalman
Original Assignee
Bbc Brown Boveri & Cie
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Publication date
Application filed by Bbc Brown Boveri & Cie filed Critical Bbc Brown Boveri & Cie
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Description

  

      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.

 

Claims (1)

PATENTANSPRUCH Hydrostatisches Axiallager mit einem Lagerring und einer Lagerscheibe, die mit Druckkammern für die hy- drostatische Schmierung versehen sind, dadurch gekenn zeichnet, dass der Lagerring (1) und die Lagerscheibe (5) nur an einzelnen Stellen (4) zwischen den Druck kammern (2) miteinander in Berührung stehen, so dass sich zwischen den Berührungsstellen weitere Druckkam mern (6) bilden, die mit den Druckkammern (2) im Lagerring (1) über Öffnungen (8) in Verbindung stehen, so dass sich beim Wegfall des Schmiermitteldruckes der Lagerring (1) deformiert und eine gebogene Oberfläche mit Keilwirkung erhält. PATENT CLAIM Hydrostatic thrust bearing with a bearing ring and a bearing washer, which are provided with pressure chambers for hydrostatic lubrication, characterized in that the bearing ring (1) and the bearing washer (5) only at individual points (4) between the pressure chambers ( 2) are in contact with each other, so that further pressure chambers (6) form between the points of contact, which are connected to the pressure chambers (2) in the bearing ring (1) via openings (8), so that when the lubricant pressure ceases, the Bearing ring (1) deformed and given a curved surface with a wedge effect. UNTERANSPRÜCHE 1. Axiallager nach Patentanspruch, dadurch gekenn zeichnet, dass Lagerring (1) und Lagerscheibe (5) un symmetrisch in den Bereichen zwischen den Druckkam mern (2) unterstützt sind. 2. Axiallager nach Patentanspruch, dadurch gekenn zeichnet, dass der Lagerring (1) und die Lagerscheibe (5) symmetrisch in den Bereichen zwischen den Druck kammern (2) unterstützt sind. 3. Axiallager nach Patentanspruch und Unteransprü chen 1 und 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Druck kammern (2) mit einer Anlaufkante (12) versehen sind. SUBClaims 1. Axial bearing according to claim, characterized in that the bearing ring (1) and bearing washer (5) are supported un symmetrically in the areas between the pressure chambers (2). 2. Axial bearing according to claim, characterized in that the bearing ring (1) and the bearing washer (5) are supported symmetrically in the areas between the pressure chambers (2). 3. Axial bearing according to claim and dependent claims chen 1 and 2, characterized in that the pressure chambers (2) are provided with a leading edge (12). 4. Axiallager nach Patentanspruch und den Unter ansprüchen 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass der Lagerring (1) mindestens eine Schmierspur (13) auf weist, die das Schmiermittel von der Kante des Lager ringes gegen die Mitte hinleitet. 5. Axiallager nach Unteranspruch 4, dadurch ge kennzeichnet, dass die Schmierspur (13) eine Anlauf kante (12) für jede Umlaufrichtung besitzt. 4. Axial bearing according to claim and the sub-claims 1 to 3, characterized in that the bearing ring (1) has at least one lubrication track (13) which guides the lubricant from the edge of the bearing ring towards the center. 5. Axial bearing according to dependent claim 4, characterized in that the lubrication track (13) has a starting edge (12) for each direction of rotation.
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