BESCHREIBUNG
Die vorliegende Erfindung betrifft ein Radialgleitlager nach dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1.
Bei den bekannten gewöhnlichen Radialgleitlagern mit einer unteren Tragschale, einer oberen Führungsschale und mit Ölzufuhrkanälen in den beiden Lagerschalen, durch die dem Lager unter Druck Frischöl zugeführt wird, hat sich gezeigt, dass der Staudruck und der hydrodynamische Druck vor den Ölzufuhrkanälen, in Drehrichtung der Welle gesehen, grösser sein können als der Frischöldruck. Dies gilt vor allem für den Ölzufuhrkanal vor dem konvergenten Schmierspaltabschnitt in der Tragschale, kann aber auch für den Ölzufuhrkanal in der Führungsschale, der sich im divergenten Schmierspaltabschnitt befindet, zutreffen.
Diese Umstände können bei hochbelasteten und raschlaufenden Gleitlagern die Tragfähigkeit gegenüber schwächer belasteten und langsamer laufenden Lagern dieser Art wesentlich beeinträchtigen, da bei diesen die maximale Gleitflächentemperatur die kritische Betriebsgrenze darstellt.
Denn die erwähnten hohen Drücke vor den Ölzufuhrka- nälen können grösser sein als der Frischöldruck, so dass im Schmierspalt befindliches überschüssiges Warmöl durch die Ölzufuhrkanäle in die Frischölkanäle gedrückt werden kann. Damit wird durch die an der Welle haftende Warmölschicht insbesondere die Tragschale fast nur mit Warmöl versorgt, was die Temperatur in den Schmierspalten sehr hoch treibt und die Tragfähigkeit entsprechend verschlechtert.
Das in den Ölzufuhrkanal der Tragschale gedrückte Warmöl kann über den Verbindungskanal, der die beiden Ölzufuhrkanäle in der Trag und in der Führungsschale miteinander verbindet, in den Ölzufuhrkanal der Führungsschale und damit wieder in das Lager zurückgelangen, da der Druck in der Führungsschale niedriger liegt als in der Tragschale.
Die vorliegende, im Patentanspruch 1 gekennzeichnete Erfindung entstand aus der Aufgabe, ein zweischaliges Radialgleitlager der beschriebenen Art so zu modifizieren, dass es auch für höhere Tragfähigkeiten und Wellenzapfengeschwindigkeiten verwendbar sein sollte, als dies mit den bekannten Radialgleitlagern möglich ist.
Die einzige Figur der Zeichnung zeigt schematisch ein Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemässen Lagers.
Im folgenden wird der Erfindungsgegenstand anhand dieses Ausführungsbeispiels näher erläutert.
Die Tragschale 1 und die Führungsschale 2 der beiden Lagerhälften sind bei dieser schematischen Darstellung durch ihre Lagerlaufflächen symbolisiert, die hier ein Zitronenspiellager bilden. Die Welle 3 ist im dynamischen Zustand dargestellt, der Wellenmittelpunkt 4 ist daher gegenüber der Vertikalen durch den Lagermittelpunkt 5 seitlich ausgewandert. Die Krümmungsmittelpunkte der Trag- und der Führungsschale sind mit 6 bzw. 7 bezeichnet.
Die Frischölzufuhr erfolgt über die Hauptfrischölleitung 8, die sich an ihrem oberen Ende in zwei Frischölleitungen 9 und 10 verzweigt. Durch die Ölzufuhrkanäle 11 und 12 gelangt das Frischöl in die Tragschale 1 bzw. in die Führungsschale 2.
Um nun den eingangs genannten schädlichen Rückfluss des Warmöls in die Frischölleitungen 11 und 12 zu verhindern, ist erfindungsgemäss zumindest in der Tragschale 1 vor dem Ölzufuhrkanal 11, in der Drehrichtung gesehen, ein Warmölabflusskanal 13 vorgesehen. Bei Rotation der Welle mit der Winkelgeschwindigkeit w baut sich, wie eingangs erwähnt, vor dem konvergenten Schmierspalt ein Staudruck auf, der grösser als der Frischöldruck sein kann. Dieser Druck wird dazu benutzt, das überschüssige Warmöl durch den Kanal 13 aus der Lagerbohrung zu drücken. Er wirkt also als Pumpe. Bis zum Ende der Einmündung des Kanals 13 in die Lagerbohrung ist der Druck, dessen Verlauf vor der Kanalmündung bis zu deren Ende mit 15 bezeichnet ist, soweit abgebaut, dass der Frischöldruck auf jeden Fall überwiegt und die Frischölzufuhr somit jederzeit sichergestellt ist.
Hinter der Mündung des Ölzufuhrkanals 11 baut sich der Druckverlauf 16 im tragenden Schmierkeilspalt auf, der wegen der ununterbrochenen Frischölzufuhr kühler und daher tragfähiger ist als bei ungenügender Warmölabfuhr.
Im Bedarfsfall, bei besonders hoch belasteten Lagern, könnte es zweckmässig sein, auch vor dem Ölzufuhrkanal 12 in der Führungsschale 2 einen Warmölabflusskanal vorzusehen. Dies gilt insbesondere bei turbulenter Schmierspaltströmung, da dann der Reibungsanteil in der Führungsschale vergleichbar gross jenem in der Tragschale ist. Ein solcher mit 14 bezeichneter Abflusskanal ist strichpunktiert eingezeichnet. Er kann, je nach Lage des Ölzufuhrkanals 12, in der Tragschale 1 oder in der Führungsschale 2 vorgesehen sein.
Als Abstand der Mündungen der Ölzufuhrkanäle 11 bzw.
12 von den Mündungen der bezüglichen Warmölabfuhrkanäle dürften sich ein bis drei Mündungsdurchmesser bzw., wenn es sich um schlitzförmige Einmündungen handelt, einbis dreifache Schlitzbreiten in Umfangsrichtung als geeignet erweisen. Um den Warmölabfluss bei grosser Belastung sicherzustellen, ist es zweckmässig, die Einmündung der Warmölabflusskanäle radial gerichtet schlitzförmig oder in Form einer Nut, die sich über die Lagerschalenbreite erstreckt, auszuführen.
Das durch die Warmölabflusskanäle abgeführte Ö1 gelangt, eventuell nach Passieren eines Ölkühlers, in den Öltank zurück. Abgekühlt, wird es wieder in das Lager gepumpt.
Das Lager braucht zwar mehr Öl als ein konventionelles, doch hat dies den Vorteil, dass die Alterung des Öls vermindert und dadurch die mittlere Ölablauftemperatur reduziert wird.
Die eingangs erwähnte erhöhte Tragfähigkeit erlaubt es, bei sonst gleichen Betriebsbedingungen wie bei einem konventionellen Lager, eine grössere minimale Spalthöhe vorzusehen.
DESCRIPTION
The present invention relates to a radial sliding bearing according to the preamble of patent claim 1.
In the known conventional radial plain bearings with a lower support shell, an upper guide shell and with oil supply channels in the two bearing shells, through which fresh oil is supplied to the bearing under pressure, it has been shown that the dynamic pressure and the hydrodynamic pressure in front of the oil supply channels, in the direction of rotation of the shaft seen, can be greater than the fresh oil pressure. This applies above all to the oil supply channel in front of the convergent lubrication gap section in the carrier shell, but can also apply to the oil supply channel in the guide shell, which is located in the divergent lubrication gap section.
These circumstances can significantly affect the load-bearing capacity of weakly loaded and slower running bearings of this type in the case of highly loaded and high-speed sliding bearings, since the maximum sliding surface temperature represents the critical operating limit.
This is because the aforementioned high pressures upstream of the oil supply channels can be greater than the fresh oil pressure, so that excess hot oil located in the lubrication gap can be pressed into the fresh oil channels through the oil supply channels. The hot oil layer adhering to the shaft, in particular, almost only supplies the carrier shell with hot oil, which drives the temperature in the lubricating gaps very high and worsens the load-bearing capacity accordingly.
The hot oil pressed into the oil feed channel of the carrier shell can get back into the oil feed duct of the guide shell and thus back into the bearing via the connecting channel that connects the two oil feed channels in the carrier and in the guide shell, since the pressure in the guide shell is lower than in the carrier shell.
The present invention, characterized in claim 1, arose from the task of modifying a double-shell radial plain bearing of the type described so that it should also be usable for higher load capacities and shaft journal speeds than is possible with the known radial plain bearings.
The single figure of the drawing shows schematically an embodiment of a bearing according to the invention.
The subject matter of the invention is explained in more detail below on the basis of this exemplary embodiment.
The support shell 1 and the guide shell 2 of the two bearing halves are symbolized in this schematic representation by their bearing running surfaces, which form a lemon game bearing here. The shaft 3 is shown in the dynamic state, the shaft center 4 has therefore migrated laterally with respect to the vertical through the bearing center 5. The centers of curvature of the support and guide shells are designated 6 and 7, respectively.
The fresh oil supply takes place via the main fresh oil line 8, which branches into two fresh oil lines 9 and 10 at its upper end. The fresh oil reaches the carrier shell 1 and the guide shell 2 through the oil supply channels 11 and 12.
In order to prevent the harmful backflow of the hot oil into the fresh oil lines 11 and 12 mentioned at the outset, a hot oil outflow channel 13 is provided according to the invention, at least in the support shell 1 in front of the oil supply channel 11, as seen in the direction of rotation. When the shaft rotates at the angular velocity w, as mentioned at the beginning, a back pressure builds up in front of the convergent lubrication gap, which can be greater than the fresh oil pressure. This pressure is used to push the excess hot oil through the channel 13 out of the bearing bore. So it acts as a pump. By the end of the opening of the channel 13 in the bearing bore, the pressure, the course of which is designated by the channel mouth to the end at 15, has been reduced to such an extent that the fresh oil pressure prevails in any case and the fresh oil supply is thus ensured at all times.
Behind the mouth of the oil supply channel 11, the pressure curve 16 builds up in the load-bearing lubricating wedge gap, which is cooler because of the uninterrupted supply of fresh oil and is therefore more stable than if there is insufficient warm oil removal.
If necessary, in the case of bearings subject to particularly high loads, it could be expedient to also provide a hot oil discharge channel in front of the oil supply channel 12 in the guide shell 2. This is particularly true in the case of turbulent lubrication gap flow, since the proportion of friction in the guide shell is then comparable to that in the support shell. Such a discharge channel, designated 14, is shown in dash-dot lines. Depending on the position of the oil supply channel 12, it can be provided in the support shell 1 or in the guide shell 2.
As the distance between the mouths of the oil supply channels 11 and
12 of the orifices of the relevant hot oil discharge ducts should prove to be suitable for one to three orifice diameters or, if the orifices are slot-shaped orifices, one to three times the slot widths in the circumferential direction. In order to ensure hot oil drainage under heavy loads, it is expedient to design the opening of the hot oil drainage channels in a radially slot-like manner or in the form of a groove which extends over the width of the bearing shell.
The oil that is discharged through the warm oil drainage channels, possibly after passing through an oil cooler, returns to the oil tank. Once cooled, it is pumped back into the warehouse.
The bearing needs more oil than a conventional one, but this has the advantage that the aging of the oil is reduced and the average oil discharge temperature is thereby reduced.
The increased load capacity mentioned at the beginning allows a larger minimum gap height to be provided under otherwise identical operating conditions as with a conventional bearing.