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Die Erfindung bezieht sich auf einen Turbolader mit einem ein Turbinenrad sowie ein Verdichterrad aufweisenden Rotor mit die beiden Räder verbindender Rotorwelle.
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Derartige Turbolader werden serienmäßig zur Leistungssteigerung von Verbrennungsmotoren in Kraftfahrzeugen eingesetzt. Diese Turbolader besitzen regelmäßig ein gebautes Gehäuse mit einem das Turbinenrad aufnehmenden Turbinengehäuse, einem das Verdichterrad aufnehmenden Verdichtergehäuse und einem zwischen diesen beiden Gehäusen angeordneten Lagergehäuse, das die Rotorwelle und die zugeordneten Lager aufnimmt. Zumindest bei kleinbauenden Turboladern sind mit Drucköl beaufschlagte hydrodynamische Gleitlager bevorzugt, weil damit gegenüber Wälzlagern eine erhebliche Vereinfachung der Herstellung erzielt wird. Außerdem wirkt der Ölfilm im Spalt zwischen den Gleitlagerteilen schwingungsdämpfend, so dass auch eine hohe mechanische Laufruhe gewährleistet wird.
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Innerhalb des Turbinengehäuses einerseits und des Verdichtergehäuses andererseits liegen regelmäßig unterschiedliche pneumatische Drücke vor, so dass der Rotor von einer resultierenden Axialkraft beaufschlagt wird. Damit wird eine entsprechende Axiallagerung des Rotors bzw. der Rotorwelle notwendig. Gleichzeitig muss gewährleistet sein, dass die pneumatische Druckdifferenz zwischen Turbinen- und Verdichterseite des Rotors kein Schmier- bzw. Drucköl zum Verdichterrad hin austreten lässt.
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Die Erfindung befasst sich mit diesem Problem und stellt sich die Aufgabe, die Rotorwelle zur Verdichterseite des Lagergehäuses hin wirkungsvoll abzudichten.
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Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß dadurch gelöst, dass eine von der Rotorwelle durchsetzte Gehäusebohrung am Verdichterrad einen erweiterten Endbereich aufweist, welcher ein hydrodynamisches Axialgleitlager der Welle aufnimmt und verdichterradseitig durch einen Deckel mit Zentralöffnung abschließbar ist, die von einer an der Welle angeordneten Dichtungsbuchse durchsetzt wird, wobei im Deckel ein zur Rotorwelle konzentrischer und zum Axiallager hin offener Ringkanal ausgebildet ist, der mit einem im Gehäuse angeordneten Ölsumpf für dem Axiallager zugeführtes Schmieröl kommuniziert.
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Die Erfindung beruht auf dem allgemeinen Gedanken, das Axiallager der Rotorwelle an der Verdichterseite des die Rotorwelle aufnehmenden Gehäuses anzuordnen und den Lagerdeckel für eine Ölabführung zu nutzen.
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Bei einer konstruktiv bevorzugten Ausführungsform der Erfindung ist in der radial äußeren Ringwand des vorgenannten Ringkanals eine mit dem Ölsumpf kommunizierende umlaufende Nut angeordnet, in der sich das in den Ringkanal eindringende Öl zunächst sammeln kann.
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Des Weiteren ist vorteilhaft vorgesehen, dass die Bohrung des Deckels und die Dichtbuchse zueinander komplementär gestuft sind, wobei an der Deckelinnenseite ein bezüglich seines Durchmessers erweiterter Bereich der Dichtbuchse angeordnet ist, derart, dass ein dem Verdichterrad benachbarter Dichtbuchsenabschnitt mit dem zugeordneten Abschnitt der Bohrung einen axialen Ringspalt bildet, an dessen vom Verdichterrad abgewandtes Ende ein Radialspalt anschließt. Dieser Radialspalt kann in zweckmäßiger Ausgestaltung der Erfindung mit Pumpnuten versehen sein, so dass gegebenenfalls hier eindringendes Öl vom vorgenannten Axialspalt ferngehalten bzw. abgeführt wird. Der Radialspalt kann an seinem radial äußeren Rand von einem deckelseitigen Axialsteg überlappt werden, welcher seinerseits als Fortsatz der radial inneren Ringwand des deckelseitigen Ringkanals ausgebildet sein kann.
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Damit wird hoher Wahrscheinlichkeit verhindert, dass sich im Ringkanal ansammelndes Öl auf kurzem Weg in den Radialspalt gelangen könnte.
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Vorzugsweise ist der Deckel axial gegen eine gehäuseseitige Axiallagerscheibe des Axiallagers verspannt bzw. verspannbar.
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In analoger Weise kann eine wellenseitige Lagerscheibe des Axiallagers axial zwischen der Dichtungsbuchse und einer wellenseitigen Ringstufe einspannbar bzw. eingespannt sein. Diese letztere Anordnung lässt sich einfach verwirklichen, weil das Verdichterrad regelmäßig auf einem verjüngten Endstück der Rotorwelle angeordnet und mittels einer auf einem Gewindeabschnitt des verjüngten Endes aufgedrehten Mutter in Richtung einer Stufe zwischen dem verjüngten Wellenstück und der übrigen Rotorwelle axial gespannt wird. Bei der Erfindung kann also das Verdichterrad in prinzipiell gleicher Weise montiert und axial gegen die Dichtungsbuchse und die daran in Axialrichtung anschließende wellenseitige Lagerscheibe des Axiallagers gespannt werden, so dass alle diese Teile mit axialer Verspannung fixiert werden.
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In der gehäuseseitigen Lagerscheibe des Axiallagers ist vorzugsweise zumindest ein Ölkanal angeordnet, dessen Eingang mit einer gehäuseseitigen Ölleitung kommunizieren kann und dessen Ausgang in einen Ringraum zwischen dem Innenumfang der gehäuseseitigen Lagerscheibe und dem Außenumfang der Dichtungsbuchse mündet, wobei dieser Ringraum axial einerseits an die wellenseitige Lagerscheibe des Axiallagers und andererseits an eine Radialfläche an der Dichtungsbuchse anstößt. Bei dieser Anordnung kann also einerseits durch einen Ölfilm zwischen den einander gegenüberliegenden Radialflächen der gehäuseseitigen Lagerscheibe und der wellenseitigen Lagerscheibe des Axiallagers eine hydrodynamische Axialgleitlagerung und gleichzeitig durch das Öl im Ringraum zwischen dem Innenumfang der gehäuseseitigen Axiallagerscheibe und den dortigen Außenumfang der Dichtungsbuchse eine hydrodynamische Radiallagerung gewährleistet werden. Der Radialspalt zwischen der gehäuseseitigen Lagerscheibe und der gegenüberliegenden Radialfläche der Dichtungsbuchse kommuniziert an seinem radial inneren Rand in den deckelseitigen Ringkanal, wobei der Radialspalt als Drosselspalt wirkt.
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Im Übrigen wird hinsichtlich bevorzugter Merkmale der Erfindung auf die Ansprüche und die nachfolgende Erläuterung einer bevorzugten Ausführungsform der Erfindung anhand der Zeichnung verwiesen.
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In der Zeichnung zeigt
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1 einen Axialschnitt des erfindungsgemäßen Axiallagers eines Turboladers,
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2 den Ausschnitt II in 1 und
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3 die Anordnung von pumpwirksamen Nuten auf rotierenden Ringflächen.
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Gemäß 1 besitzt die Rotorwelle 1 eines Turboladers ein verjüngtes Ende, auf dem ein nur ausschnittsweise dargestelltes Verdichterrad 2 angeordnet ist. Die Rotorwelle 1 durchsetzt ein nur ausschnittsweise dargestelltes Lagergehäuse 3 an das sich in 1 nach links ein nicht näher dargestelltes Verdichtergehäuse, welches das Verdichterrad 2 umschließt, anschließt. In grundsätzlich bekannter Weise trägt die Rotorwelle 1 auf ihrem nicht dargestellten anderen Ende ein Turbinenrad, mit dem das Verdichterrad 2 über die Rotorwelle 1 antriebsverbunden ist. Beim Ladebetrieb des Turboladers wirken am Verdichter sowie am Turbinenrad unterschiedliche Gasdrücke, derart, dass auf die Rotorwelle 1 eine resultierende Axialkraft wirkt, welche die Rotorwelle 1 in Richtung des Verdichterrades 2, in 1 nach links, zu schieben sucht. Um dem entgegenzuwirken, muss die Rotorwelle 1 neben einer Radiallagerung auch eine Axiallagerung aufweisen. Dabei ist es zweckmäßig und grundsätzlich bekannt, hydrodynamische Gleitlager vorzusehen, weil derartige Lager bei vergleichsweise geringem herstellungsmäßigem Aufwand für extreme Drehzahlen geeignet sind. Außerdem wirkt der beim Betrieb zwischen den Lagerteilen auftretende Schmierölfilm schwingungsdämpfend.
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In grundsätzlich bekannter Weise ist die Rotorwelle 1 im Lagergehäuse 3 radial gelagert, wobei in 1 lediglich ein Ende einer Radiallagerbuchse 4 sichtbar ist, innerhalb der ein zwischen dem Verdichterrad 2 und dem nicht dargestellten Turbinenrad axial erstreckter Abschnitt der Rotorwelle 1 aufgenommen wird.
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Zum Verdichterrad 2 hin erweitert sich die Radiallagerbuchse 4 aufnehmende Lagerbohrung des Lagergehäuses 3 stufenförmig, wobei innerhalb eines zum Verdichterrad 2 hin offenen Endbereiches mit großem Durchmesser ein Lagerdeckel 5 angeordnet ist. Zwischen einer weiteren Stufe der Lagerbohrung und der zugewandten Seite des Lagerdeckels 5 ist eine gehäuseseitige Axiallagerscheibe 6 angeordnet. Diese Axiallagerscheibe 6 wird in Axialrichtung zwischen dem Lagerdeckel 5 und einer Stufe 7 der Lagerbohrung des Lagergehäuses 3 festgehalten. Zu diesem Zweck wird der Lagerdeckel 5 von einem zu seiner Fixierung am Lagergehäuse 3 vorgesehenen Federring 8 axial gegen die Axiallagerscheibe 6 gespannt. Der Federring 8 steht unter radialer Spannung, derart, dass er in eine Ringnut 9 des Lagergehäuses 3 nahe dem Verdichterrad 2 eingreift. Diese Ringnut 9 besitzt ebenso wie der Federring 8 einen keilartigen Querschnitt, derart, dass die radialen Federkräfte, die den Federring 8 in die Ringnut 9 einzusenken suchen, den Federring 8 auch axial gegen den Lagerdeckel 5 zu schieben suchen, so dass dieser seinerseits axial gegen die Axiallagerscheibe 6 geschoben wird und diese an der Stufe 7 im Lagergehäuse 3 axial verspannt. Um dies gewährleisten zu können, besitzt eine weitere Stufe 10 der Lagerbohrung von der Ringnut 9 einen Axialabstand, der etwas größer als die axiale Dicke des radial äußeren Bereiches des Lagerdeckels 5 ist.
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Auf der Rotorwelle 1 ist axial zwischen einer Ringstufe 11 und dem Verdichterrad 2 eine Dichtungsbuchse 12 sowie eine wellenseitige Axiallagerscheibe 13 angeordnet. Zur axialen Fixierung des Verdichterrades 2 auf der Welle 1 dient in bekannter Weise ein nicht dargestelltes Gewindeteil, wie z.B. Mutter, welches sich auf ein entsprechendes Gewinde der Rotorwelle 1 aufdrehen und durch Schraubverstellung axial gegen das Verdichterrad 2 spannen lässt. Damit werden gleichzeitig die Dichtungsbuchse 12 sowie die wellenseitige Axiallagerscheibe 13 zwischen dem Verdichterrad 2 und der wellenseitigen Ringstufe 11 axial eingespannt.
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Innerhalb des Lagergehäuses 3 ist eine Ölleitung 15 zur Zufuhr von Schmieröl an das von den Axiallagerscheiben 6 und 13 gebildete Axiallager angeordnet. Diese Ölleitung 15 mündet in eine an der zugewandten Stirnseite der gehäuseseitigen Axiallagerscheibe 6 angeordnete Mulde 16, die über eine radiale Schrägbohrung 17 in der Axiallagerscheibe 6 mit einem Axialspalt zwischen dem Innenumfang der Axiallagerscheibe 6 und einem Außenumfangsabschnitt der Dichtungsbuchse 12 mündet. Beim Betrieb ist also dieser Axialspalt ständig mit Schmieröl gefüllt, welches einerseits eine (zusätzliche) Radiallagerung der Dichtungshülse 12 und damit der Rotorwelle 1 und andererseits eine Schwingungsdämpfung der Rotorwelle 1 bewirkt. Dieser Axialspalt wird an seinem in 1 rechten Ende durch die wellenseitige Axiallagerscheibe 13 begrenzt, wobei das Öl in den zwischen der gehäuseseitigen Axiallagerscheibe 6 und der wellenseitigen Axiallagerscheibe 13 gebildeten Radialspalt eindringt und zwischen diesen beiden Radialflächen eine hydrodynamisch wirksame Ölschicht erzeugt, durch die eine unmittelbare Berührung zwischen den Axiallagerscheiben 6 und 13 verhindert wird. Wie weiter unten noch dargestellt wird, kann zumindest eine der Axiallagerscheiben 6 oder 13 auf ihrer der anderen Axiallagerscheibe zugewandten Stirnseite mit einem Profil versehen sein, beispielsweise in Form von pumpwirksamen Profilnuten, um das Eindringen von Schmieröl in den genannten Radialspalt zu erleichtern. Am radial äußeren Umfangsrand der wellenseitigen Axiallagerscheibe 13 tritt das Schmieröl dann aus dem vorgenannten Radialspalt aus und gelangt in einen im Lagergehäuse 3 ausgebildeten Ölsumpf 18, von wo aus das Öl abgepumpt und erneut den hydrodynamischen Gleitlagern des Turboladers zugeführt wird. Der zwischen dem Innenumfang der gehäuseseitigen Axiallagerscheibe 6 und dem zugeordneten Außenumfangsbereich der Dichtungshülse 12 gebildete axiale Ringspalt wird an seinem in 1 linken Ende durch einen Radialflansch 12' der Dichtungsbuchse 12 abgeschlossen, welcher mit der zugewandten Stirnseite der gehäuseseitigen Axiallagerscheibe 6 einen weiteren Radialspalt bildet, der am radial äußeren Umfangsrand des Radialflansches 12' durch gegengleiche Ringstufen am Radialflansch 12' und der gehäuseseitigen Axiallagerscheibe 6 abgeschlossen wird. Durch diese Ringstufen wir der Fluss des zwischen Radialflansch 12' und die Axiallagerscheibe 6 eindringenden Öls zusätzlich gedrosselt. Gleichwohl am Außenumfang des Radialflansches 12' austretendes Öl spritzt in den Ringkanal 5' des Lagerdeckels 5 und sammelt sich dabei in der Ringnut 9 an der radial äußeren Flanke des Ringkanals 5'. Von dort wird das gesammelte Öl über (nicht dargestellte) Nuten oder Bohrungen im Deckel 5 in den Ölsumpf 18 geleitet.
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Im Übrigen kann das Öl auch in einem zwischen dem Deckel 5 und einem weiteren Radialflansch 12'' der Dichtungsbuchse 12 gebildeten Radialspalt eindringen und damit in einen am radial inneren Umfangsrand dieses Radialspaltes anschließenden ringförmigen Axialspalt zwischen dem Innenumfang der Bohrung des Deckels 5 und einem zugeordneten Außenumfangsbereich der Dichtungsbuchse 12 gelangen. Dieser Spalt wird zwar von einem kolbenringartigen Dichtungsring 19 abgesperrt, jedoch ist dieser Dichtungsring 19 in der Regel nicht in der Lage, für sich allein einen Durchtritt von Öl zum Verdichterrad 2 zu verhindern. Aus diesem Grund sind im Radialspalt zwischen dem Radialflansch 12'' der Dichtungsbuchse 2 und dem zugewandten Stirnseitenbereich des Deckels 5 am Deckel 5 und/oder am Radialflansch 12'' Pumpnuten angeordnet, durch die vor dem Dichtungsring 19 angesammeltes Öl zurückgepumpt werden kann. Im Übrigen wird der radial äußere Rand des vorgenannten Radialspaltes von einem deckelseitigen Ringsteg 20 überlappt, so dass der an sich unerwünschte Zufluss von Öl in dem vorgenannten Radialspalt zusätzlich gedrosselt wird.
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3 zeigt beispielhaft die Anordnung von Pumpnuten 21 an einer radialen Ringfläche, die sich in Pfeilrichtung 22 relativ zu einer (nicht dargestellten) zugewandten radialen Ringfläche dreht. Die Pumpnuten 21 sind schräg zu einer das jeweilige radial innere Ende einer Pumpnut 21 durchsetzenden Radialrichtung ausgerichtet, derart, dass das radial äußere Ende jeder Pumpnut gegenüber der vorgenannten Radialrichtung entgegen der Pfeilrichtung 22 nach rückwärts geneigt ist. Auf diese Weise wird eine Pumpwirkung nach radial außen bewirkt. Bei entgegengesetzter Neigung der Pumpnuten 21 würde dagegen eine Pumpwirkung nach radial innen erzeugt. Durch entsprechend geneigte Anordnung von Pumpnuten 21 lässt sich also im Radialspalt zwischen dem Radialflansch 12'' und dem damit zusammenwirkenden Ringbereich des Deckels 5 eine Pumpwirkung erzielen, durch die in diesen Spalt eindringendes Öl nach radial außen und damit in den Raum zwischen dem Deckel 5 und der gehäuseseitigen Axiallagerscheibe 6 zurückgepumpt wird. Andererseits kann durch entsprechend entgegengesetzte Neigung der Pumpnuten 21 im Radialspalt zwischen dem Radialflansch 12' und der gehäuseseitigen Axiallagerscheibe 12 eine Pumpwirkung nach radial innen erreicht werden, so dass über die Schrägbohrung 17 zugeführtes Schmieröl nur im geringem Umfang in dem Raum zwischen dem Deckel 5 und der Axiallagerscheibe 6 einbringen kann.
