DE3609618A1

DE3609618A1 - Lagerhalter

Info

Publication number: DE3609618A1
Application number: DE19863609618
Authority: DE
Inventors: Malcolm Hubert Lynnfield Mass. Knapp
Original assignee: General Electric Co
Current assignee: General Electric Co
Priority date: 1985-04-03
Filing date: 1986-03-21
Publication date: 1986-10-09
Also published as: FR2580044A1; US4872767A; JPS61262222A; IT8619877A1; GB2173867B; GB8606630D0; CA1292494C; IT1191707B; IT8619877A0; GB2173867A

Description

9778.9-13LN-01497 GENERAL ELECTRIC COMPANY

Lagerhalter

Die Erfindung bezieht sich auf Lagerhalter für umlaufende Maschinen und betrifft insbesondere einen axial und radial kompakten, radial elastischen Lagerhalter mit integralem Fluiddämpfungsvermögen zur Steuerung des Schwingungsverhaltens eines Gasturbinentriebwerkes.

Bei modernen schnellaufenden Triebwerken oder Motoren kommt es zur Schwingungsanregung aufgrund von deren hohen Rotordrehzahlen und hohen Betriebstemperaturen. Das stellt insbesondere bei Flugzeuggasturbinentriebwerken ein Problem dar. Bei diesen Triebwerken sind die Rotoren häufig an stationären Triebwerksgehäusen oder Rahmen durch Federbefestigungen zur Steuerung der Rotorschwingung abgestützt. Jede Federbefestigung besteht üblicherweise aus einem Wälzlager und einem Lagerhalter. Die radiale Federkonstante und die radialen Dämpfungseigenschaften der Befestigungen sind wichtige Faktoren für einen richtigen Triebwerksschnellaufbetrieb des Lager- und Wellensystems.

In Gasturbinenwerken treten bei den Rotorwellen häufig mehrere Resonanzschwingungsspitzen aufgrund der Rotordrehzahl, verbogener Rotorformen und kleiner Unwuchten auf. Infolgedessen muß eine gewisse Radialbewegung der Welle vorgesehen werden, damit akzeptable Triebwerksschwingungsgrenzen erzielt werden. Diese Bewegung muß jedoch gesteuert und abgeschwächt werden, um innere Triebwerksschäden zu verhindern, die durch Kontakt von benachbarten feststehenden und umlaufenden Teilen verursacht werden. Die Lagerhalter nüssen deshalb den Wellen gestatten, kleine radiale Schwingungsauslenkungen zu machen, aber extreme Wellenbewegungen verhindern. Typisch liegt eine bevorzugte Abschwächungsfederkonstante für einen solchen Lagerhalter in einem Gasturbinentriebwerk in der Größenordnung von 5254 bis 26269 N pro Millimeter (30 000-150 000 lbs-force per inch) Verlagerung.

Ein Typ von herkömmlichem elastischem Rotorlagerhalter weist einen si ch axial erstreckenden, einseitig eingespannten, mit Speichen versehenen Zylinder oder Kegel zum Abstützen und Dämpfen des Wellenlagers auf. Dieser Lagerhalter, der üblicherweise als "Käfig"-Lagerhalter bezeichnet wird, ist erfolgreich zum Abstützen der Rotorwelle benutzt worden. Weiter sind diese Lagerhalter so ausgelegt, daß sie unerwünschte Schwingungsresonanzfrequenzen auf Rotordrehzahlen oberhalb oder unterhalb der normalen Triebwerksbetriebsdrehzahlen verlagern. Dadurch wird das Ausmaß an Zeit auf ein Minimum reduziert, während welchem diese Triebwerke beträchtlichen Resonanzschwingungen ausgesetzt sind.

Es ist außerdem zweckmäßig, bei diesen Lagerhaltern eine Dämpfung in der Federbefestigung vorzusehen. Typisch wird die Dämpfungswirkung erzeugt, indem einem Hohlraum zwischen dem Lagerhalter und dem Triebwerksrahmen öl zugeführt wird.

Manchmal beinhaltet das die Verwendung einer zusätzlichen Dämpfungsvorrichtung, die eine mit öl gefüllte Kammer und Dämpfungsbeilegscheiben zwischen dem Lagerhalter und dem Triebwerksrahmen aufweist. Ein Beispiel für eine solche Dämpfungsvorrichtung findet sich in der US-PS 4 289 360.

Gedämpfte elastische Lagerhaltersysteme haben sich zwar beim Steuern des Schwingungsverhaltens von modernen Gasturbinentriebwerken als erfolgreich erwiesen, sie sind jedoch für die Verwendung bei gewissen Triebwerkskonfigurationen nicht immer akzeptabel. Beispielsweise erfordern herkömmliche Käfiglagerhalter ein beträchtliches Ausmaß an axialem Raum für ihre langen, freitragenden Speichen. Dieser axiale Raum steht nicht immer ohne weiteres zur Verfügung, und das Vorhandensein des Käfiglagerhalters kann die bevorzugten Triebwerksgasströmungswege stören oder die Triebwerkslänge und das Triebwerksgewicht vergrößern. Da das Lager am Ende der freitragenden axialen Speichen des Käfighalters gehalten wird, kann weiter eine Fehlausrichtung des Lagerhalters in bezug auf den Triebwerksrahmen eine ungleichmäßige Lagerbelastung verursachen und die Lebensdauer des Lagers verkürzen.

Schließlich ist zu beachten, daß Käfiglagerhalter ziemlich teuer sind, und zwar wegen der großen Anzahl von hochgenauen maschinellen Arbeitsvorgängen, die zum Herstellen der Lagerhalter und der zugeordneten Rahmenteile erforderlich sind.

Ein weiterer Typ eines herkömmlichen Lagerhalters, der relativ kompakt und billig ist, beinhaltet einen kreisförmigen Lagerhalter in Form einer ebenen, einzelnen Schicht, der umfangsmäßig abwechselnde innere und äußere Lappen (Abstandshalter) hat und üblicherweise als "Ringfeder" bezeichnet wird. Ringfedern sind zwar billiger als Käfiglagerhalter, sie arbeiten jedoch unregelmäßig. Der Grund dafür ist, daß sich ihre Federkonstanten mit ihren radialen Verlagerungen

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verändern, d.h., sie sind nichtlineare Vorrichtungen. Weiter ist ein Grad an Gleitkontakt zwischen ihren Ringlappen und dem umgebenden Triebwerksrahmen vorhanden. Dieser Gleitkontakt kann unerwünschten Lappenverschleiß verursachen, der die Federkonstante des Halters verändert. Das wiederum kann zu einer Änderung der Rotorresonanzfrequenz führen, was Schwingungsprobleme mit sich bringen kann. Weiter ergeben die Ringlappen Punktbelastungen am Umfang des Lagers, die in diesem unerwünschte Beanspruchungen und Verbiegungen hervorrufen können. Schließlich, da diese Vorrichtungen grundsätzlich ebene, relativ dünne, kreisförmige Streifen sind, sind sie nicht in der Lage, Lager und Triebwerksrotoren axial abzustützen, weshalb sie zur Aufnahme von Axialbelastungen ungeeignet sind.

Es besteht demgemäß ein Bedarf an einem preiswerten und kompakten Lagerhalter, der radial elastisch ist, Axialbelastungen aufnehmen und eine radiale Schwingungsbewegung ohne Gleitkontaktpunkte steuern und dämpfen kann.

JA Es ist demgemäß Aufgabe der Erfindung, einen radial elastischen Lagerhalter für eine Rotorwelle zu schaffen, die einer Schwingungsbewegung ausgesetzt ist.

Weiter soll durch die Erfindung ein Lagerhalter geschaffen werden, der in axialer Richtung relativ kompakt ist.

Ferner soll durch die Erfindung ein Lagerhalter mit axialer Steifigkeit zur Aufnahme von Rotoraxialbelastungen geschaffen werden.

Weiter soll durch die Erfindung ein Lagerhalter geschaffen werden, der eine größere radiale Steifigkeit bei kleinerer radialer Größe hat.

Schließlich soll durch die Erfindung ein Lagerhalter geschaffen werden, der in der Lage ist, ein Lager federnd abzustützen/ und eine integrale, interne Dämpfung hat, ohne daß eine separate Dämpfungsvorrichtung erforderlich ist.

Das wird, kurz gesagt, durch den erfindungsgemäßen, verbesserten Lagerhalter für eine umlaufende Welle erreicht. Der Halter weist langgestreckte, bogenförmige Umfangsfederelemente (sogenannte "circsprings") auf, die zwischen einem äußeren und einem inneren Mantel zur Befestigung eines Lagers zwischen einem Triebwerksrahmen und der Rotorwelle angeschlossen sind. Die Umfangsfederelemente sind radial elastisch und axial steif.

Dieser Lagerhalter kann besonders gut radiale Schwingungsbewegungen von Triebwerksrotorwellen steuern, die Resonanzfrequenzen passieren, und eine axiale Rotorbewegung relativ zu dem Triebwerksrahmen aufgrund von Rotoraxialschubbelastungen verhindern.

Bei einem Ausführungsbeispiel der Erfindung kann Dämpfungsfluid zwischen den Federelementen vorhanden sein, um den Aufbau einer ResonanzSchwingungsbewegung in dem Triebwerk zu dämpfen.

\j Ausführungsbeispiele der Erfindung werden im folgenden unter Bezugnahme auf die Zeichnungen näher beschrieben. Es zeigt

Fig. 1 eine Axialschnittansicht eines Teils ei

nes Gasturbinentriebwerks, die eine Ausführungsform eines Lagerhalters nach der Erfindung zeigt,

Fig. 2 eine vergrößerte Ansicht nach der Schnitt

linie 2-2 in Fig. 1, die den Triebwerkslagerhalter ausführlicher zeigt,

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Fig. 3 eine Schnittansicht einer weiteren Ausfüh

rungsform eines Lagerhalters zur Verwendung in dem Triebwerk nach Fig. 1, der drei ümfangsfedern in umfangsmäßiger Ausrichtung aufweist,

Fig. 4 eine Schnittansicht von noch einer weite

ren Ausführungsform eines Lagerhalters mit überlappenden Umfangsfedern und Folieneinsätzen zum Vergrößern der Dämpfung,

Fig. 5 eine Schnittansicht von noch einer weite

ren Ausführungsform eines Lagerhalters zur Verwendung in dem Triebwerk nach Fig. 1, der drei konzentrische Schalen mit zwei Sätzen von ümfangsfedern, die in einem inneren und einem äußeren Ringspalt, welche dazwischen gebildet sind, angeordnet sind, aufweist,

Fig. 6 eine Teilquerschnittansicht, die noch eine

weitere Ausführungsform eines Lagerhalters für das Triebwerk nach Fig. 1 zeigt, der eine Rollenlagervorrichtung und einen radial außerhalb von dieser befestigten Lagerhalter aufweist,

Fig. 7 eine Schnittansicht ähnlich der in Fig. 2

von noch einer weiteren Ausführungsform des Lagerhalters, wobei der Lagerhalter radial einwärts der Lagervorrichtung befestigt ist und eine keramische Welle abstützt, und

Fig. 8 eine Schnittansicht nach der Schnitt

linie 8-8 in Fig. 7.

In dieser Beschreibung ist die Erfindung in einem Gasturbinentriebwerk vorgesehen, von welchem nur ein Teil in Fig. dargestellt ist und im folgenden beschrieben wird. Es ist jedoch klar, daß sich die Erfindung auch auf alle anderen Arten von Motoren und Triebwerke erstreckt, die radial elastische Rotorabstützeinrichtungen zum Aufnehmen und Steuern von Motorschwingungen erfordern.

Ein Gasturbinentriebwerksteil, der in Fig. 1 insgesamt mit 10 bezeichnet ist, hat eine Rotorwelle 12, die in einem Triebwerksrahmen 14 mittels einer herkömmlichen kreisförmigen Kugellagervorrichtung, welche insgesamt mit 16 bezeichnet ist, drehbar befestigt ist. Die Lagervorrichtung 16 und die von ihr umschlossene Welle 12 sind in dem Rahmen 14 durch einen Lagerhalter gemäß einer Ausführungsform der Erfindung abgestützt, der insgesamt mit 18 bezeichnet ist. Der Rahmen 14 hat einen inneren ringförmigen Steg 20 mit einer axialen Bohrung 22, die die Lagervorrichtung 16 und den Lagerhalter 18 aufnimmt. Die Bohrung 22 enthält eine Schulterbohrung 24 als Sitz für den Lagerhalter 18. Der Lagerhalter 18 ist in der Schulterbohrung 24 durch eine mit Außengewinde versehene, ringförmige Sicherungsmutter 2 6 festgehalten, die in einen mit Innengewinde versehenen Fortsatz 2 8 an der Mündung der Schulterbohrung 24 eingeschraubt ist.

Die Lagervorrichtung 16 weist einen inneren Laufring 30 auf, der an einer auf der Welle 12 gebildeten radialen Schulter 32 befestigt ist. Der innere Laufring 30 trägt einen Kranz von Lagerkugeln 34, die durch einen Käfig 36 in gegenseitigem Abstand gehalten werden. Ein äußerer Laufring 38 des Lagers 16 ist am inneren Umfang des Lagerhalters 18 auf unten beschriebene Weise befestigt. In Fig.

ist außerdem eine typische Leitschaufel 40 teilweise dargestellt, die benutzt wird, um den Triebwerkshauptluftstrom innerhalb des Strömungsweges des Rahmens 14 zu lenken.

Gemäß einer Ausfuhrungsform der Erfindung steuert der Lagerhalter 18 die Radialbewegung der Welle 12 relativ zu dem Triebwerksrahmen 14. Gemäß den Figuren 1 und 2 hat der Lagerhalter 18 eine zylindrische erste, äußere Schale 42 und eine zweite, innere Schale 44 mit Abstand radial einwärts von dieser und konzentrisch zu dieser, so daß ein Ringspalt 46 vorhanden ist. In dem Ringspalt 46 sind zwischen den beiden Schalen eine oder mehrere Blattfedern 48 angeordnet, die sich im wesentlichen in Umfangsrichtung erstrecken (und deshalb im folgenden als "Umfangsfedern" bezeichnet werden) und mit Abstand im wesentlichen parallel und konzentrisch zu den beiden Schalen 42 und 44 angeordnet sind. Bei dem dargestellten Lagerhalterausführungsbeispiel sind vier im wesentlichen gleiche Umfangsfedern 48 über den Umfang um die axiale Mittelachse des Lagerhalters verteilt. Jede Umfangsfeder 48 hat ein erstes Ende 50 und ein entgegengesetztes zweites Ende 52, von denen das erste Ende 50 fest mit der ersten Schale 42 verbunden ist, beispielsweise dadurch, daß es an dieser angeformt ist. Das zweite, entgegengesetzte Ende 52 jeder Umfangsfeder 48 ist mit der zweiten Schale 44 fest verbunden, beispielsweise dadurch, daß es an dieser angeformt ist.

Diese starren Verbindungen der ersten und zweiten Umfangsfederenden 50 und 52 mit der ersten bzw. zweiten Schale 42 und 44 bestehen hier aus ersten und zweiten angeformten Tragvorsprüngen 54 bzw. 56. Die Vorsprünge 54 und 56 sind so bemessen, daß die Umfangsfedern 48 konzentrisch zu der ersten und der zweiten Schale 42, 44 und in im wesentlichen gleichem Abstand von diesem angeordnet sind. Wenn die Umfangsfedern 48 als Spiralen ausgebildet wären, würde eine unerwünschte Relativdrehung aufgrund der Spiralen zwischen

der ersten und der zweiten Schale 42, 44 während der Schwingungsbewegung auftreten, die Rutschen an den aufeinander abrollenden Flächen des Lagers 16 verursachen könnte.

Vorzugsweise aber nicht notwendigerweise,sind die Schalen 42, 44, die Umfangsfedern 48 und die Tragvorsprünge 54, 56, alle als eine einstückige Einheit ausgebildet. Bei einigen Verwendungszwecken können die Enden 50, 52, der Umfangsfeder 48 mit den Schalen 42, 44 verschweißt werden.

Gemäß der Darstellung in Fig. 1 ist die axiale Breite W jeder Umfangsfeder 48 vorzugsweise viel größer als die radiale Dicke T, damit Axialschubtragfähigkeit vorhanden ist. Ein Breite/Dicke-Verhältnis W/T von wenigstens 4:1 ist ein Beispiel zum Erzielen von geeigneter Schubbelastungstragfähigkeit in einem Gasturbinentriebwerk,obgleich niedrigere Verhältnisse benutzt werden könnten.

Da weiter sowohl die ersten als auch die zweiten Umfangsfederenden 50, 52 mit den ersten und zweiten Schalten 42 bzw. 44 fest verbunden sind, wird ein größerer Widerstand gegen axiale Verbiegung und Verdrehung der Umfangsfedern 48 erzielt, was nicht der Fall wäre, wenn beide Enden 50, 52 keine feste Verbindung hätten oder wenn nur ein Ende eine feste Verbindung hätte.

Wenn der Lagerhalter 18 in dem Triebwerk 10 auf in Fig. 1 gezeigte Weise vorgesehen ist, gestatten deshalb die Umfangsfedern 48 ein vorbestimmtes Ausmaß an Radialbewegung der Lagervorrichtung 16 und der Welle 12 relativ zu dem Triebwerksrahmen 14 und spannen die Welle 12 in eine neutrale Position auf der Triebwerkslängsmittellinie C vor. Ein typischer Lagerhalter 18 kann beispielsweise eine Rückstellkraft in der Größenordnung von 8756 N pro Millimeter (50 000 lbs. per inch) Verlagerung erzeugen. Andererseits ist der Lagerhalter in der axialen Richtung ziemlich steif, so daß er die Welle 12 an nennenswerter Axialbewegung hin-

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dert, wenn Axialschub durch die Welle 12 über die Lagervorrichtung 16 und den Lagerhalter 18 in den Rahmen 14 übertragen wird.

Zur Aufnahme von Axialschub zeigt Fig. 1 eine Ausführungsform eines entsprechend ausgebildeten Lagerhalters 18. Die erste Schale 42 ist in der Rahmenschulterbohrung 24 durch die Sicherungsmutter 26 eingespannt. Die zweite Schale 44 hat einen sich radial nach innen erstreckenden Flansch 5 8 an einem Ende, an dem ein Ende des äußeren Lagerlaufrings 38 anliegt. Eine Scheibe 60 ist an dem zweiten Ende des äußeren Laufrings 38 angeordnet, und ein herkömmlicher Sprengring 62 ist in einer Nut 64 befestigt, die in einer inneren Oberfläche des zweiten Endes der zweiten Schale 44 zum Befestigen des äußeren Laufringes 38 an der zweiten Schale 44 gebildet ist.

Wenn Axialschubkräfte über die Welle 12 auf die Lagervorrichtung 16 übertragen werden, werden diese daher dann über den äußeren Laufring 38, den Flansch 58 und die Umfangsfedern 48 auf die erste Schale 42 und von dieser wiederum auf den Rahmen 14 übertragen. Die axiale Steifigkeit, cie durch den Lagerhalter 18 geschaffen wird, ergibt eine Haltekraft zum Aufnehmen der Axialschubbelastungen.

Weiter ergibt der Lagerhalter 18 eine akzeptable, relativ große radiale Steifigkeit bei relativ kleinen axialen und radialen Abmessungen. Das ist zum Teil auf die festen Verbindungen der ersten und zweiten Enden 50, 52, zurückzuführen. Selbstverstandlxch ist es auch auf die radiale Dicke und die axiale Breite der Umfangsfedern 48 zurückzuführen, die die Steifigkeit aufgrund von Biegung der Umfangsfedern 48 beeinflussen.Die Biegesteifigkeit eines Teils ist bekannt. Durch die hier beschriebene Erfindung wird jedoch auch eine zusätzliche radiale Steifigkeit geschaffen.

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Fig. 3 zeigt eine weitere Ausfuhrungsform der Erfindung mit drei gegenseitigen Umfangsabstand aufweisenden Umfangsfedern 48a,48b, die alle auf einem einzelnen Radius R^ in gegenseitiger Umfangsausrichtung angeordnet sind, um die radiale Abmessung zu minimieren und einen radial kompakten Lagerhalter zu erzielen. Außerdem ist eine resultierende radiale Kraft F dargestellt, die im Betrieb auf den Lagerhalter 18 ausgeübt werden könnte und zur Erläuterung der größeren radialen Steifigkeit gezeigt ist, welche aufgrund der Erfindung realisierbar ist. Die Kraft F wird eine Biegebeanspruchung an einer mittleren Stelle 66 der Umfangsfeder 48a, gegen die die Kraft F gerichtet ist, hervorrufen. Die Umfangsfeder 48a erzeugt einen radialen Federwiderstand hauptsächlich durch Biegung. In den beiden Umfangsfedern 48b, die insgesamt seitlich der Kraft F angeordnet sind, wird jedoch an Stellen 68, die sich insgesamt parallel zu der Kraft F erstrecken, nicht nur Biegung auftreten, sondern es wird auch Druckbeanspruchung der Umfangsfedern 48b an Stellen 70 auftreten, die sich ins gesamt parallel zu der Kraft F erstrecken. Die Druckbeanspruchung der Umfangsfeder 48b in ihrer Längsrichtung an der Stelle 70 und die Biegebeanspruchung in Querrichtung an der Stelle 68 ergeben eine größere Steifigkeit in der radialen Richtung im Vergleich zu der nur an der Stelle in der Umfangsfeder 48a auftretenden Biegung.

Selbstverständlich ist die vergrößerte radiale Steifigkeit des Lagerhalters 18 auch mittels der weiteren Ausführungsformen erzielbar, die außer der nach Fig. 2 hier offenbart sind. Die obige Beschreibung soll lediglich die Arbeitsweise des Lagerhalters 18 in einer Ausführungsform erläutern, die auf ähnliche Weise bei den anderen Ausführungsformen der Erfindung vorkommt.

Die Umfangsfedern 48 ergeben in Kombination mit ihren festen Haltern 54 und 56 an den Schalen 42 und 44 außer-

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dem eine beträchtliche Torsionssteifigkeit, und zwar wegen der hauptsächlich nur auf Druck und Biegung beanspruchten Umfangsfeder 48, wie es oben beschrieben ist, und wegen der konzentrisch angeordneten Umfangsfeder 48. Spiralfedern würden eine relativ geringere Torsionssteifigkeit ergeben und eine unerwünschte Torsionsverlagerung gestatten, weshalb sie nicht erwünscht sind.

Wie eingangs erwähnt ist es erwünscht, daß Lagerhalter von Gasturbinentriebwerken Triebwerksresonanzschwingungen dämpfen können. Die in Fig. 1 dargestellte Ausführungsform enthält eine Fluiddampfungseinrichtung 72 für diesen Zweck. Gemäß der Darstellung in den Figuren 1 und 2 wird Öl oder ein anderes Dämpfungsfluid in einen Kanal 74 in dem Rahmensteg 20 geleitet, der mit einem oder mehreren kleinen Löchern 76 in der ersten Schale 42 in Verbindung steht, so daß das Dämpfungsfluid in den Ringspalt 46 zwischen den Schalen 42, 44 und um die Umfangsfedern 48 geleitet wird.

Gemäß Fig. 1 hat ein Teil des inneren Endes der Sicherungsmutter 26 Abstand von einer Stirnseite der Umfangsfedern 48, so daß das Öl frei um die Umfangsfedern 48 in den Raum an der zweiten Schale 44 fließen kann. Dichtungen 7 8 sitzen in Nuten in einer inneren Wand der Sicherungsmutter 26 und in einer inneren Oberfläche der Bohrung 22. Die Dichtungen 7 8 berühren axiale Flansche 80 und 82 der zweiten Schale 44, um das Dämpfungsfluid in dem Lagerhalter 18 zu halten.

Die Dämpfung erfolgt von der Oberfläche der Umfangsfedern 48 aus, die mit dem Dämpfungsfluid zusammenwirken, insbesondere wird durch die sich biegenden Umfangsfedern 48 das Dämpfungsfluid örtlich gepumpt, wodurch Energie verbraucht wird. Die Umfangsfedern 48 selbst wirken wie bekannte Dämpfungsbeilegscheiben. Demgemäß sorgen die Umfangsfedern 48 nicht nur für die verlangte radiale Elastizität und axiale Steifigkeit, sondern zusätzlich auch für die Dämpfung, was einen relativ einfachen Aufbau ergibt,

der mehrere Funktionen erfüllt.

Die Umfangsfedern 48 können so bemessen und geformt sein, daß gleichmäßige oder ungleichmäßige und/oder lineare oder nichtlineare Federkonstanten über dem Umfang des Lagerhalters 18 erzielt werden, wobei die Federkonstanten auch herkömmlich ausgenutzt werden können, um den Lagerhalter 18 auf vorbestimmte Eigenresonanzfrequenzen abzustimmen und so während des Triebwerksbetriebes Resonanz zu vermeiden. Die Federkonstante des Lagerhalters 18 kann geändert werden, beispielsweise durch Verändern der Anzahl der Umfangsfedern 48, der Umfangspositionierung derselben, der Dicke oder Länge der Umfangsfedern oder des Materials, aus dem der Lagerhalter hergestellt ist.

Eine gleichmäßigere und linearere Federkonstante kann erzielt werden, indem drei oder mehr als drei Umfangsfedern 48 mit gleichförmiger Länge und Dicke und gleichabständig um den Umfang des Lagerhalters 18 benutzt werden. Umgekehrt können ungleichförmige und/oder nichtlineare Feder konstanten durch Umfangsfedern 48 mit veränderlicher Dicke und Länge und ungleichem gegenseitigen Abstand erzielt werden. Beispielsweise kann die Ungleichförmigkeit erwünscht sein, um das Eigengewicht der Welle 12 in dem Lager 16 aufzunehmen. Darüber hinaus, kann eine Anfangs federkraft in vertikaler Richtung geeignet erzeugt werden, beispielsweise durch Verwendung von Umfangsfedern 48, die relativ kurz und/oder dick und nahe der Ober- und/oder Unterseite des Lagerhalters 18 angeordnet sind/ um das Gewicht der Welle 12 so zu verlagern, daß die Welle 12 am Anfang koaxial auf den Rahmen 14 ausgerichtet ist.

Die Umfangsfedern 48 können auf verschiedene Weise in dem Lagerhalter 18 angeordnet sein. Die Fig. 1 und 2 zeigen einen Lagerhalter 18, der vier Umfangsfedern 48 hat, die hauptsächlich in einer einzelnen Schicht zwischen der ersten

und der zweiten Schale 42, 44 des Lagerhalters 18 angeordnet sind. Bei einem anderen Triebwerk oder Verwendungszweck kann es erwünscht sein, daß eine größere Anzahl von kürzeren Umfangsfedern 48 in dieser Schicht vorhanden ist.

Bei einem besonderen Verwendungszweck, der eine sehr weiche, radiale Nachgiebigkeit erfordert, kann eine einzelne ümfangsfeder 48, die sich fast um den gesamten Ringspalt zwischen den beiden Schalen 42, 44 erstreckt, die gewünschte Federkonstante liefern. Weiter können drei gleichabständige Umfangsfedern 48, die umfangsmäßig auf einem einzelnen Radius ausgerichtet sind, benutzt werden, wie es bei der in Fig. 3 dargestellten Ausführungsform der Fall ist.

Außerdem ist es nicht notwendig, daß sämtliche Umfangsfedern 48 in einer einzelnen Schicht zwischen der ersten und der zweiten Schale 42, 44 des Lagerhalters 18 angeordnet sind. Als Beispiel zeigt Fig. 4 einen Lagerhalter 84 gemäß einer weiteren Ausführungsform der Erfindung, der eine erste und eine zweite Schale 42, 44 mit Umfangsfedern 86 hat, die in zwei verschiedenen konzentrischen Schichten in dem Ringspalt 46 zwischen den Schalen 42, 44 angeordnet sind. Diese Ausführungsform weist vier Umfangsfedern 86 auf, die sich jeweils über mehr als ein Viertel des Umfangs des Ringspalts 46 erstrecken, so daß die Umfangsfedern 86 einander überlappen.

Jede Ümfangsfeder 86 hat einen ersten und einen zweiten bogenförmigen Teil 88 bzw. 90, die an einem, vorzugsweise angeformten, Knick- oder abgestuften Teil 92 miteinander verbunden sind, so daß der erste und der zweite Teil 88, 90 unterschiedliche Radien R2 bzw. R3 haben und die zweiten Teile 90 die ersten Teile 88 von benachbarten Umfangsfedern 86 überlappen und Abstand von diesen haben, um im wesentlichen bogenförmig zu bleiben (mit Ausnahme an dem Knickteil 92) und so zu gewährleisten, daß die ersten und zweiten Umfangsfederteile 88, 90 konzentrisch zu den

Schalen 42, 44 bleiben und jedwede Spirale in den Umfangsfedern 86 vermeiden.

Die Anordnung von überlappenden ümfangsfedern 8 6 ermöglicht, daß der Lagerhalter 84 eine radiale Federkonstante hat, die auf dem gesamten Umfang des Lagerhalters gleichmäßiger ist, und zwar aufgrund der größeren Länge der Umfangsfeder 86, die einer Biegung ausgesetzt ist. Die Rückstellkraft der Umfangsfedern 86 wird also im wesentlichen gleichförmig sein, ungeachtet dessen, auf welche Weise die zweite Schale 44 radial gebogen wird. Selbstverständlich verringern die Umfangsfedern 86, die langer sind, auch die radiale Steifigkeit des Lagerhalters 84.

Wenn der Lagerhalter 84 in das Triebwerk nach Fig. 1 eingebaut wird, bewirkt er auch eine stärkere Dämpfung als der Lagerhalter 18. Der Grund dafür ist, daß die umfangsmäßig längeren Umfangsfedern 86 eine größere Oberfläche haben, die dem Dämpfungsfluid ausgesetzt ist. Eine noch stärkere Dämpfung kann bei jeder Ausführungsform nach der Erfindung erzeugt werden, indem dünne Metall- oder Folieneinsätze 94 in den Zwischenräumen zwischen den benachbarten Umfangsfedern 86 angeordnet werden, wie es beispielshalber in Fig. 4 gezeigt ist. Diese dünnen Einsätze 94 beeinflussen zwar die Federkonstante des Lagerhalters 8 6 im wesentlichen nicht, sie vergrößern jedoch die Oberfläche, die dem Dämpfungsfluid ausgesetzt ist.

Weitere Variationen in der Geometrie der Umfangsfedern in dem Lagerhalter sind möglich, um gewünschte Feder- und Dämpfungseigenschaften für besondere Verwendungszwecke zu erzielen. Beispielshalber zeigt Fig. 5 einen Lagerhalter 96 gemäß noch einer weiteren Ausführungsform der Erfindung, der eine zusätzliche, dritte ringförmige Schale 98 aufweist, die mit Abstand radial einwärts der zweiten Schale 44 angeordnet ist. Mehrere erste Umfangsfedern 48 wie die

in Fig. 1 sind auf ähnliche Weise mit der ersten und der zweiten Schale 42, 44 fest verbunden. Mehrere zweite Umfangsfedern 100 sind auf ähnliche Weise mit der zweiten und der dritten Schale 44, 98 in dem zweiten Ringspalt 101 zwischen denselben fest verbunden. Bei dieser Ausführungsform ist eine Schicht aus vier ersten Umfangsfedern 48 in dem ersten Ringspalt 46 zwischen der ersten und der zweiten Schale 42, 44 angeordnet. Eine zweite Schicht aus drei zweiten Umfangsfedern 100 ist in dem zweiten Ringspalt 101 zwischen der zweiten und der dritten Schale 44, 98 angeordnet. Der Lagerhalter 96 hat daher eine doppelte Schicht von Umfangsfedern 48, 100, was eine gleichmäßigere Federkonstante über dem Umfang des Lagerhalters ergibt.

Weiter erstrecken sich bei der Ausfuhrungsform nach Fig. die ersten Umfangsfedern 48 von der ersten Schale 42 zu der zweiten Schale 44 in einer ersten Umfangsrichtung im Gegenuhrzeigersinn, und die zweiten Umfangsfedern 100 erstrecken sich von der zweiten Schale 44 zu der dritten Schale 98 in einer zweiten, entgegengesetzten Umfangsrichtung im Uhrzeigersinn. Diese Anordnung kann helfen, alle nachteiligen Auswirkungen zu eliminieren, die durch die radiale Verlagerung der Umfangsfedern 48, 100 verursacht werden. Beispielsweise kann jede Tendenz der zweiten Schale 44, sich unter Biegung zu drehen, durch jede Tendenz der dritten Schale 98, sich in entgegengesetzter Richtung zu drehen, kompensiert werden, und zwar aufgrund der entgegengesetzten Ausrichtungen der Umfangsfedern 48, 100.

Außerdem können die ersten Umfangsfedern 48 so ausgebildet werden, daß sie für einen Überlastungsschutz relativ steif sind, wogegen die zweiten Umfangsfedern 100 so ausgelegt werden können, daß sie die Steifigkeit für den normalen Betrieb der Welle 12 erzeugen.

Ferner sind die ersten und zweiten Umfangsfedern 48, 100 in Reihe angeordnet, was eine Ausfuhrungsform ergeben kann, die insgesamt eine relativ weichere Federkonstante als die hat, die sich aufgrund einer einfachen arithmetischen Addition derselben ergibt.

Bei den oben erläuterten Lagerhaltern sind die Umfangsfedern in jeder Schicht des Lagerhalters insgesamt gleich. Bei einigen Verwendungszwecken können ungleichförmige Federelemente benutzt werden, so daß der Lagerhalter eine Federkonstante hat, die über dem Umfang des Lagerhalters unterschiedlich ist. Beispielsweise könnte ein gegebener Lagerhalter so ausgebildet werden, daß er gegenüber vertikalen Biegungen steifer ist als gegenüber seitlichen Biegungen. Diese größere Steifigkeit in vertikaler Richtung könnte daher die Auswirkungen des Gewichts der Welle 12 kompensieren, wenn diese in Ruhe ist, wie es oben beschrieben worden ist. Diese ungleichförmige Federkonstante könnte auch benutzt werden, um eine breitbandige Triebwerksrotorschwingungsresonanz zu verstimmen.

Der Lagerhalter kann auch an dem Triebwerksrahmen 14 auf unterschiedliche und herkömmliche Weise anders als gemäß der Darstellung in Fig. 1 befestigt werden, und die besonderen Formen der Einzelteile des Lagerhalters können entsprechend variieren.

Die Ausführungsform der Erfindung, die in Fig. 6 dargestellt ist, zeigt, daß statt Kugellagern andere herkömmliche Lager benutzt werden können, d.h. eine Rollenlagervorrichtung 102. Diese Ausführungsform zeigt, daß die zweite Schale 104 des gezeigten Lagerhalters 106 auch als ein integraler äußerer Laufring für die Rollenlagervorrichtung 102 dienen kann. Die Dämpfung braucht bei diesem Typ von Lagerhalter nicht notwendig zu sein, weshalb weder eine ölzufuhr noch Dichtungen dargestellt worden sind. In jeder

anderen Hinsicht kann dieser Lagerhalter mit den oben beschriebenen übereinstimmen, mit der Ausnahme, daß das Rollenlager keine Axialkraft auf den Rahmen überträgt.

Ein Lagerhalter gemäß einer weiteren Ausführungsform der Erfindung kann auch in Verbindung mit den neuen Materialien benutzt werden, die in modernen Triebwerken verwendet werden. Beispielsweise ist es äußerst nützlich, in Triebwerken keramische Lager und/oder keramische Wellen zu benutzen, wenn hohe Triebwerkstemperaturen zu erwarten sind.

Die Figuren 7 und 8 zeigen Schnittansichten eines Lagerhalters 108, der innerhalb einer Kugellagervorrichtung 110 befestigt ist, um radiale Schwingungen einer keramischen Welle 112 zu steuern. In diesem Fall ist die Lagervorrichtung 110 direkt an dem Triebwerksrahmen 14 angebracht und an diesem durch eine Sicherungsmutter 26 auf oben mit Bezug auf den Lagerhalter 18 nach Fig. 1 beschriebene Weise befestigt. Eine metallische äußere Schale 114 des Lagerhalters 108 bildet einen inneren Laufring 116 der Lagervorrichtung 110, und eine innere Schale 118 des Lagerhalters 108 ist an der Welle 112 durch eine Sicherungsmutter 120 auf dieselbe Weise wie in Fig. 1 befestigt. Umfangsfedern 48 sind an den Schalen 114, 118 befestigt. Der Lagerhalter 108 dreht sich auf diese Weise direkt mit der Welle 112 und ist vorgesehen, eine thermische Fehlanpassung der Welle 112 und der Lagervorrichtung 110 zu kompensieren.

Die innere Schale 118 ist unterbrochen oder mit wenigstens einem sich axial erstreckenden Spalt 122 versehen. Bei der dargestellten Ausführungsform sind vier Umfangsfedern 48 und vier gegenseitigen Umfangsabstand aufweisende Spalte 122 gezeigt. Diese axialen Spalte 122 gestatten der inneren Schale 118, sich mit der Welle 112 auszudehnen oder zusammenzuziehen, ohne die Welle 112, die äußere Schale 114 des Lagerhalters 108 oder die Lagervorrichtung 110 zu behindern.

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Demgemäß kann eine unterschiedliche thermische Ausdehnung und Zusammenziehung der metallischen inneren Schale 118 und der an dieser anliegenden keramischen Welle 112 kompensiert werden, um einen Bruch der Welle 112 zu verhindern.

Die innere Schale 118 des Lagerhalters 108 ist zwar geteilt, sie wirkt jedoch nicht als Feder, weil sie an der Welle anliegt. Nur die Umfangsfedern 48, die mit der inneren Schale 118 und der äußeren Schale 114 fest verbunden sind, geben dem Lagerhalter 108 radiale Elastizität. Weil unabhängige Umfangsfedern 48 benutzt werden, kann die innere Schale 118 geteilt werden, ohne daß dadurch der Festigkeitsverband und die Lexstungsfahigkeit des Lagerhalters 108 nachteilig beeinflußt werden.

Im normalen Betrieb von sämtlichen oben beschriebenen Lagerhalterausführungsformen gibt es keine nennenswerten Verschleiß- oder Gleitflächen zwischen den Lagerhaltern und dem Triebwerksrahmen. Es ist auch kein intermittierender Kontakt zwischen den verschiedenen Teilen des Lagerhalters zu erwarten. Demgemäß wird die erwartete Lebensdauer des Lagerhalters nicht durch einen derartigen Verschleißmechanismus oder intermittierenden Kontakt verkürzt.

Die Figuren 1-8 zeigen deutlich, daß die Lagerhalter nach der Erfindung leicht verändert werden können, um bevorzugte Federkonstanten und eine bevorzugte Dämpfung für mehrere unterschiedliche Rotoren und Triebwerksrahmenkonfigurationen zu erzielen. Da die Dämpfung in die Umfangsfedern des Lagerhalters eingebaut ist, können die benachbarten ölgefüllten Hohlräume oder Beilegscheiben, die manchmal bei Käfiglagerhaltern benutzt werden, eliminiert werden. Das führt zu einer beträchtlichen Einsparung an radialem Raum und sorgt für ein besseres Dämpfungsvermögen.

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Noch wichtiger ist die Eliminierung der langen, axialen freitragenden Speichen, die bei herkömmlichen Käfiglagerhaltern vorhanden sind. Diese Speichen können beträchtlichen axialen Raum einnehmen und dadurch die Triebwerkslänge vergrößern. Dadurch werden das Gewicht und die Kosten des Triebwerks vergrößert. Die hier beschriebenen kompakten Lagerhalter können so Triebwerksgewicht, Werkstoffe und maschinelle Bearbeitung einsparen, die sonst erforderlich sein würden. Weiter können die axial und radial kompakten Lagerhalter und die einfache Rahmengeometrie, die oben beschrieben sind, beträchtliche Kosteneinsparungen gegenüber den herkömmlichen Käfiglagerhaltern bewirken. Die Lagerhalter nach der Erfindung sind auch einfach zusammenbaubar und gestatten eine Vereinfachung der benachbarten Triebwerksbefestigung und der Dämpfungseinrichtung.

Die Lagerhalter nach der Erfindung erzeugen auch eine gleich mäßigere Rückstellkraft als herkömmliche Ringfedern. Ringfedern üben radiale Punktbelastungen auf den Lagerlaufring an jedem inneren Lappen aus, wenn ein äußerer Laufringeinbau angenommen wird. Dagegen sind die hier beschriebenen Lagerhalter von umfangsmäßiger radialer Lastveränderung insgesamt frei. Das ist von größtem Wert, wenn dünne Lagerlaufringe benützt werden, wie beispielsweise in einem Rollenlager, das einen mit Kanal versehenen inneren Laufring und einen glatten, dünnen äußeren Laufring hat (umgekehrt wie bei dem Rollenlager 102 in Fig. 6). Bei einem solchen Lager könnte eine ungleichmäßige radiale Belastung den äusseren Laufring verbiegen und eine ungleichmäßige Belastung zwischen Rollen und Laufring verursachen, ein Faktor, der zum Lagerversagen beiträgt.

Die Erfindung ist zwar unter besonderer Bezugnahme auf bevorzugte Ausführungsformen derselben beschrieben worden, im Rahmen der Erfindung bieten sich jedoch zahlreiche Äbwandlungsmoglichkeiten. Beispielsweise ist es möglich,

diesen Lagerhalter an mehrere unterschiedliche Lagervorrichtung stypen zur Verwendung in auf unterschiedlichste Weise ausgebildeten Motoren, Triebwerken und Maschinen anzupassen. Weiter kann die Einrichtung zur Zufuhr von Dämpfungsfluid zu dem Lagerhalter in Abhängigkeit von der einfachen Zugänglichkeit der Fluidversorgung verändert werden.

Claims

1 River Road Schenectady, N.Y./USA Ansprüche :

1. Lagerhalter, gekennzeichnet durch:

eine ringförmige erste Schale (42) ; eine ringförmige zweite Schale (44) , die koaxial zu und mit Abstand von der ersten Schale (42) angeordnet ist, so daß zwischen ihnen ein Ringspalt (46) vorhanden ist;

und

wenigstens eine langgestreckte, bogenförmige Umfangsfeder (48; 86), die in dem Ringspalt (46) angeordnet und zu der ersten und der zweiten Schale (42, 44) im wesentlichen konzentrisch ist, wobei die Umfangsfeder ein erstes und ein entgegengesetztes zweites Ende (50, 52) hat, die mit der ersten bzw. zweiten Schale (42, 44) fest verbunden

sind.

2. Lagerhalter nach Anspruch 1, gekennzeichnet durch drei in gegenseitigem Umfangsabstand angeordnete Umfangsfedern (48).

3. Lagerhalter nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die drei Umfangsfedern (48) umfangsmäßig auf einem einzelnen Radius (Ri) ausgerichtet sind.

4. Lagerhalter nach Anspruch 2 oder 3, gekennzeichnet durch eine Lagervorrichtung (16), die radial einwärts der zweiten Schale (44) angeordnet ist, wobei die erste Schale (42) an einem Triebwerksrahmen (14) befestigbar ist.

5. Lagerhalter nach Anspruch 2 oder 3, gekennzeichnet durch eine Lagervorrichtung (110) , die radial auswärts der ersten Schale (114) und radial einwärts an einem Triebwerksrahmen (14) befestigt ist, wobei die zweite Schale (118) an einer Triebwerkswelle (112) befestigbar ist.

6. Lagerhalter nach einem der Ansprüche 2 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß die ümfangsfedern (48; 86) so bemessen und ausgebildet sind, daß sie eine radiale Rückstellkraft erzeugen, die über dem Umfang des Lagerhalters (18; 84) im wesentlichen gleichmäßig ist.

7. Lagerhalter nach einem der Ansprüche 2 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Umfangsfedern (48; 86) so bemessen und ausgebildet sind, daß sie eine ungleichförmige radiale Rückstellkraft über dem Umfang des Lagerhalters erzeugen.

8. Lagerhalter nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die zweite Schale (118) einen sich axial erstreckenden Spalt (122) zum Kompensieren von unterschiedlicher thermischer Ausdehnung und Zusammenziehung aufweist und daß ein ringförmiges Teil (112) in Kontakt mit der zweiten Schale (118) angeordnet ist.

9. Lagerhalter nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, daß das ringförmige Teil (112) eine keramische Welle ist, die radial einwärts der zweiten Schale (118) und koaxial zu dieser angeordnet ist.

10. Lagerhalter nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß jede Umfangsfeder (48; 86) eine radiale Dicke und eine axiale Breite hat, wobei zur Erzielung von Axialschubtrag-

fähigkeit die Breite größer als die Dicke ist.

11. Lagerhalter nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß das Breite/Dicke-Verhältnis der Umfangsfedern (48; 86) wenigstens 4:1 beträgt.

12. Lagerhalter nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß jede ümfangsfeder (86) einen ersten und einen zweiten Teil (88, 90) aufweist, die an einem Knickteil (92) miteinander verbunden sind, so daß die ersten und die zweiten ümfangsfederteile unterschiedliche Radien (R₂, R₃) haben und die zweiten Ümfangsfederteile (90) die ersten ümfangsfederteile (88) von benachbarten Umfangsfedern (86) überlappen.

13. Lagerhalter nach Anspruch 12, gekennzeichnet durch eine Dämpfungsvorrichtung (72) mit Einrichtungen (74, 76)

zum Einleiten von öl in den Ringspalt (46) zwischen den ^

einander überlappenden ersten und zweiten Umfangsfederteilen (88, 90), wodurch die Umfangsfedern (86) sowohl eine radiale Federkraft für den Lagerhalter (84) als auch eine Oberfläche zur Zusammenwirkung mit dem Öl zum Dämpfen von Schwingungen bereitstellen.

14. Lagerhalter nach Anspruch 13, gekennzeichnet durch Folieneinsätze (94), die in dem Ringspalt (46) zwischen den Umfangsfedern (86) angeordnet sind, um zusätzliche Oberfläche zur Steigerung der Dämpfung bereitzustellen.

15. Lagerhalter nach Anspruch 1, gekennzeichnet durch: mehrere erste Umfangsfedern (48), die zwischen der ersten und der zweiten Schale (42, 44) angeordnet sind; eine dritte Schale (98) , die koaxial zu und in radialem Abstand von der zweiten Schale (44) angeordnet ist, so daß zwischen ihnen ein zweiter Ringspalt (101) vorhanden ist; und
mehrere zweite Umfangsfedern (100), die mit der zweiten

und der dritten ringförmigen Schale (44, 98) fest verbunden sind.

16. Lagerhalter nach Anspruch 15, gekennzeichnet durch vier erste Umfangsfedern (48) und drei zweite Umfangsfedern (100).

17. Lagerhalter nach Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet, daß sich die ersten Umfangsfedern (48) von der ersten Schale (42) zu der zweiten Schale (44) in einer ersten Umfangsrichtung erstrecken und daß sich die zweiten Umfangsfedern (100) von der zweiten Schale (44) zu der dritten Schale (98) in einer zweiten, entgegengesetzten Umfangsrichtung erstrecken.

18. Lagerhalter für ein Gasturbinentriebwerk, gekennzeichnet durch:

eine erste ringförmige Schale (42); eine zweite ringförmige Schale (44), die koaxial zu und mit Abstand von der ersten ringförmigen Schale (42) angeordnet ist, so daß zwischen ihnen ein Ringspalt (46) vorhanden ist;

wenigstens drei langgestreckte, bogenförmige Umfangsfedern (86), die in gegenseitigem Umfangsabstand innerhalb des Ringspalts (46) und im wesentlichen konzentrisch zu der ersten und der zweiten Schale (42, 44) angeordnet sind, wobei jede Umfangsfeder ein erstes und ein dazu entgegengesetztes zweites Ende (54, 56) hat, die mit der ersten bzw. zweiten Schale (42, 44) fest verbunden sind, und jeweils eine radiale Dicke und eine axiale Breite, wobei zur Erzielung von Axialschubtragfähigkeit die Breite größer als die Dicke ist; und

eine Dämpfungsvorrichtung (72) mit Einrichtungen (74, 76) zum Einleiten von öl in den Ringspalt (46) zwischen den Umfangsfedern (86), wodurch die Umfangsfedern sowohl eine radiale Federkraft für den Lagerhalter (84) als auch eine Oberfläche zur Zusammenwirkung mit dem öl zur Schwingungs-

dämpfung bereitstellen.

19. Lagerhalter nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, daß jede Umfangsfeder (86) einen ersten und einen zweiten Teil (88, 90) aufweist, die an einem Knickteil (92) miteinander verbunden sind, so daß die ersten und zweiten Umfangsfederteile unterschiedliche Radien (R₂, R₃) haben und die zweiten Umfangsfederteile die ersten Umfangsfederteile von benachbarten Umfangsfedern überlappen.