DE3729885A1 - Arretierungselement - Google Patents

Description

Die Erfindung betrifft ein Arretierungselement nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1, das insbesondere zur reibschlüssigen Drehsicherung zwischen zwei mit hoher Drehzahl gemeinsam umlaufenden Bauteilen dient.

Ein derartiges Arretierungselement ist in der GB-PS 13 93 257 beschrieben und ist als reibschlüssig wirkender Arretierungsring ausgebildet, der in den Radialspalt zwischen zwei konzentrischen Bauteilen eingesetzt ist. Dabei kann das eine dieser beiden Bauteile eine Welle (beispielsweise die Verdichter und Turbine einer Turbomaschine verbindende Welle) und das andere Bauteil eine Mutter sein, die auf die Welle aufgeschraubt ist, um mehrere Bauteile zusammenzuspannen. Der reibschlüssig wirkende Arretierungsring, der als geschlossener oder radial geschlitzter Ring ausgebildet sein kann, hat eine unvollkommene Kreisform, d. h. er hat nur an einzelnen auseinanderliegenden Stellen entlang seines Außenumfangs mit dem radial äußeren Bauteil Berührung und ebenso auch nur an einzelnen auseinanderliegenden Stellen seines Innenumfangs mit dem innenliegenden Bauteil. Der Reibschluß des Arretierungsringes mit den beiden Bauteilen soll sicherstellen, daß die beiden Bauteile gegenseitig arretiert sind und sich nicht unbeabsichtigt voneinander lösen können.

Arretierungen der in obengenannten Patentschrift beschriebenen Bauart finden in Gasturbinen-Flugzeugtriebwerken weit verbreitete Anwendung und arbeiten in den angegebenen Anwendungsfällen insoweit zufriedenstellend.

Die weitere Entwicklung der Gasturbinentriebwerke läßt höhere Wellendrehzahlen als bei gegenwärtigen Triebwerken erwarten. Es kann gezeigt werden, daß reibschlüssig arbeitende Arretierungsringe, die entsprechend der oben erwähnten Patentschrift konstruiert sind und bei niedriger Drehzahl oder statischen Bedingungen gut arbeiten, bei hohen Drehzahlen ihre reibschlüssige Arretierwirkung verlieren.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein Arretierungselement zu schaffen, bei dem das eben angesprochene Problem bewältigt wird.

Diese Aufgabe wird gemäß der Erfindung durch das im Anspruch 1 gekennzeichnete Arretierungselement gelöst.

Bei dem erfindungsgemäßen Arretierungselement werden die hohen Fliehkräfte, die bei den bekannten Sicherungsringen zur Verminderung des Reibschlusses führen, zu einer noch weiteren Verbesserung, in jedem Fall aber zur Beibehaltung der Reibschlußwirkung gerade bei hohen Drehzahlen ausgenutzt, um die beiden Bauteile gegenseitig drehfest zu arretieren.

Das erfindungsgemäße Arretierungselement ist nach der Erfindung so gestaltet, aufgebaut und angeordnet, daß man es als aus einer Mehrzahl umfangsmäßig aneinandergereihter Hebel betrachten kann, welche die auf sie wirkenden Fliehkräfte im Sinne einer Aufrechterhaltung oder sogar Verstärkung des Reibschlusses ausnützen.

Die Erfindung wird nunmehr anhand von Ausführungsbeispielen mit Bezug auf die anliegenden Zeichnungen mehr im einzelnen beschrieben. In den Zeichnungen zeigt:

Fig. 1 eine Ausführungsform eines Arretierungselements nach der Erfindung in Stirnansicht,

Fig. 2 den Arretierungsring nach Fig. 1 zusammen mit den beiden gegenseitig zu arretierenden Bauteilen im Axialschnitt,

Fig. 3 schematisch einen der "Hebelelemente" des ringförmigen Arretierungselements nach Fig. 1 mit einem typischen Maßbeispiel,

Fig. 4 die Querschnittsform des Arretierungselements nach den Fig. 1 bis 3,

Fig. 5 eine weitere Ausführungsform eines ringförmigen Arretierungselements nach der Erfindung,

Fig. 6 noch eine weitere Ausführungsmöglichkeit eines Arretierungselements nach der Erfindung, und

Fig. 7 zum Vergleich ein herkömmliches Arretierungselement.

Gemäß Fig. 7 ist ein herkömmlicher, reibschlüssig wirkender Arretierungsring 10 als geschlitzter Ring konstruiert, der in Form eines Polygons vorliegt. Im Betrieb sitzt der Ring zwischen der Außenfläche einer Welle 12 und der Innenumfangsfläche einer Mutter 14, die auf die Welle aufgeschraubt ist. Der Ring besteht aus einer Mehrzahl von im wesentlichen gleich langen Schenkeln 16. Die Knickstellen zwischen den einzelnen Schenkeln bilden Berührungsstellen mit der Innenumfangsfläche der Mutter 14, und die einzelnen Schenkel 16 berühren die Welle jeweils in ihrem Mittenbereich.

Der Arretierungsring 10 arbeitet bei statischen Bedingungen und bei mit niedriger Drehzahl um ihre Achse umlaufender Welle zufriedenstellend.

Arretierungsringe der in Fig. 7 dargestellten Bauart finden bei Wellen von Gasturbinentriebwerken weit verbreitete Anwendung, um die Muttern, welche die Rotorbaugruppen zusammenspannen, gegen unbeabsichtigtes Lösen zu sichern.

Es kann gezeigt werden, daß bei höheren Wellendrehzahlen und Verwendung typischer Ringabmessungen die Fliehkräfte, die auf die einzelnen Schenkel des Polygonrings wirken, ein Schwächen bzw. Lösen des reibschlüssigen Eingriffs mit der Welle bewirken und daher ein unbeabsichtigtes Lockern der Muttern mit möglicherweise verheerenden Folgen zulassen.

Betrachtet man einen Arretierungsring der in Fig. 7 dargestellten Bauart und nimmt man an, daß er zwölf Schenkel aufweist und daß ein Festsitz von -0,003 Zoll (0,08 mm) zwischen dem Ring und der Welle vorhanden ist, d. h. daß der Mittelbereich der Schenkel jeweils um 0,003 Zoll (0,08 mm) ausgebogen wird, so ergibt sich folgendes: Unter statischen Bedingungen kann jeder Schenkel als eingespannter Balken mit einer mittigen Last W an der Berührungsstelle zwischen Ring und Welle betrachtet werden, und die Auslenkung ergibt sich wie folgt:

wobei L die Länge des Balkens, E der Young′sche Elastizitätsmodul für das Ringmaterial, und I das Flächenträgheitsmoment des Ringes ist.

Für einen rechteckigen Querschnitt gilt:

wobei b die axiale Länge des Ringquerschnitts (typischerweise 0,120 in bzw. 3,0 mm) und d die radiale Länge des Ringquerschnitts (typischerweise 0,08 in bzw. 2,0 mm) ist, siehe Fig. 4.

Falls E typischerweise 30 · 10⁶ beträgt und L = 1,0 Zoll (25,4 mm), dann

Bei einem Ring mit beispielsweise zwölf Schenkeln beträgt die radial ausgeübte Arretierungskraft 12 · 88,47 = 1061,6 lbf.

Aus der allgemein bekannten Gleichung

wobei f = mechanische Spannung, y = Distanz von der neutralen Achse des Querschnitts, M = Biegemoment, und I = Flächenträgheitsmoment des Querschnitts, kann man die Biegespannung f berechnen.

∴ f= 86 396 lbf/in²

∴ f= 38,57 Tonf/in²

Betrachtet man nun die dynamischen Bedingungen, dann erfährt der Ring eine Zentrifugalkraft, wenn die Welle umläuft.

Für einen eingespannten Balken mit einer fliehkraftbedingten gleichmäßig verteilten Last beträgt die mittige Auslenkung

wobei W nunmehr die Fliehkraft pro Längeneinheit jedes Balkens darstellt.

∴ W= 176,95 lbf/in

Wenn die fliehkraftbedingte Auslenkung gleich dem Festsitz-Untermaß ist, geht das gesamte Arretierungsdrehmoment verloren. Die Drehzahl, bei welcher dies auftritt, kann aus der Formel berechnet werden:

wobei m die Masse jedes Schenkels, r die Radialdistanz jedes Schenkels von der Umlaufachse, und ω die Winkelgeschwindigkeit ist.

Also erhält man:

∴ ω²= 3601,8 rad/s
= 34 395 Umdrehungen/min

Es ist also ersichtlich, daß, wenn die Welle mit dieser Drehzahl umläuft, das gesamte Arretierungsdrehmoment verloren geht. Außerdem tritt an den beiden Enden jedes Balkens die maximale Spannung auf.

Wenn

und

ergibt sich durch Einsetzen der obigen Parameter:

f = 51,43 Tonf/in²

Falls das Biegemoment in der Mitte jedes Schenkels

dann beträgt die Spannung in der Mitte jedes Schenkels 25,71 Tonf/in².

Es ist leicht einzusehen, daß irgendein Versuch zur Verhinderung des Totalverlustes des Reibschluß-Arretierungsmoments durch Versteifung des Ringes oder Verstärkung des Festsitzes die von dem Ring auf die Welle ausgeübte Oberflächenspannung vergrößern würde. Eine solche Vergrößerung der ohnehin schon hohen Oberflächenspannung würde zur Beschädigung der Welle führen.

Nunmehr wird auf Fig. 1 Bezug genommen. Dort ist ein Arretierungsring 20 nach der Erfindung dargestellt. Dieser Ring ist aus dem gleichen Werkstoff wie der Ring gemäß Fig. 7 hergestellt und hat die gleiche Querschnittsform, das gleiche Festsitz-Untermaß und entsprechende Gesamtabmessungen wie der Ring nach Fig. 7.

Der Ring nach Fig. 1 unterscheidet sich jedoch von dem nach Fig. 7 dadurch, daß er acht längere Schenkel 22 und dazwischen gekröpft angeordnete kürzere Schenkel 24 aufweist. Jeder längere Schenkel 22 bildet zusammen mit einem angrenzenden kürzeren Schenkel 24 einen asymmetrischen Winkelhebel 25 (Fig. 3).

Aus den obigen Berechnungen ergibt sich, daß die statische Belastung zwischen jedem Schenkel 22 und der Welle 28 etwa 88,47 lbf beträgt (dieser Wert ist nur annähernd bestimmt, weil die Enden des Schenkels 22 nicht mehr eingespannt sind, da die Symmetrie entfallen ist, die Schenkel 24 steifer sind und folglich eine gewisse Drehung um den Punkt b auftritt). Infolgedessen beträgt die Gesamtbelastung etwa 707,76 lbf. Zusätzlich zu dieser statischen Belastung tritt an jeder der acht in der Zeichnung mit a markierten Stellen eine statische Belastung auf. Der Ring kann gewünschtenfalls so ausgelegt werden, daß die kombinierten statischen Belastungen gleich wie bei dem Ring nach Fig. 7 sind.

Es sei nun angenommen, daß der Ring nach Fig. 1 mit einer Wellendrehzahl von 34 395 U/min umläuft. Legt man die in Fig. 3 dargestellte Ringgeometrie und eine Dichte von 0,3 lb/in³ zugrunde, dann gilt für das Element a-b-c

= 132,71 lbf

Gegenüber dem statischen Zustand nimmt also die durch den Ring auf die Welle 28 im Punkt a ausgeübte Belastung bei dieser Drehzahl um

zu.

Das Nachlassen der Arretierungslast am Punkt c (wo die Last von 88,47 lbf im statischen Zustand auf Null bei einer Umlaufdrehzahl von 34 395 U/min abnimmt) wird also durch eine Zunahme der Belastung am Punkt a um 66,36 lbf gegenüber den statischen Bedingungen kompensiert.

Bei höheren Drehzahlen kann keine weitere Minderung der Arretierungsbelastung am Punkt c auftreten, weil sich dort dann ein Spalt bildet, aber die Berührungsbelastung am Punkt a nimmt weiter zu, bis ein elastisches Nachgeben des Ringes auftritt. Das Längenverhältnis des Schenkels a-b mit Bezug auf den Schenkel b-c kann so eingestellt werden, daß über die gesamten vorgesehenen Drehzahlbereiche ein besseres Arretierungsdrehmoment erreicht wird.

Sollte die Nachgiebigkeit am Knickpunkt (Punkt b) jedes Hebelelements als Problem angesehen werden, könnte ein für hohe Drehzahl ausgelegter Arretierungsring 20 mit geringen Wellenberührungsbeanspruchungen gemäß Fig. 5 gestaltet werden.

Gemäß Fig. 5 sind die längeren Schenkel 22 des Ringes schlanker ausgebildet, um geringere Berührungsbeanspruchungen an den Punkten a und c zu erzeugen, während die kürzeren Schenkel so gestaltet sind, daß sich am Punkt c eine niedrige Biegesteifigkeit ergibt. Die Ringquerschnittsfläche verändert sich entlang des Ringumfangs. Wie ersichtlich ist, hat der Ring an den Knickstellen der Hebelelemente (Punkte b) eine größere Querschnittsfläche als an den Punkten a und c, wo die Schenkel 22 und 24 die Welle 28 berühren.

Im Einsatz sind die Ringe nach den Fig. 1 und 5 in einen Radialspalt zwischen der Welle 28 und der Mutter 29 eingesetzt (siehe Fig. 2). Zur Verbesserung der Ringspannung und um sicherzustellen, daß ein Festsitz gegeben ist, hat der Ring einen geringfügig kleineren Durchmesser als die Welle 28, und die Welle 28 ist mit einem konischen Bereich 30 ausgestattet, die das Aufweiten des Ringes erleichtert. Bei jedem Hebelelement 25 ist also das Produkt der Masse des Schenkels 22 mit seinem Moment um den Hebelknickpunkt größer als das entsprechende Produkt des Schenkels 24. Infolgedessen bedingt die beim Umlauf der Welle 28 auf die Schenkel 22 wirkenden Fliehkräfte ein Kippen der Hebelelemente 25 um die Hebelknickpunkte (Punkte b), und deshalb werden die Schenkel 24 in Berührung mit der Welle 28 gedrängt. Dabei liegen die Hebelelemente mit ihren Knickstellen an der Mutter 29 an und verhindert deren Relativdrehung.

Die Schenkel sind in den Zeichnungen als im wesentlichen gerade dargestellt. Sie brauchen jedoch nicht gerade sein und können stattdessen auch bogenförmig verlaufen, vorausgesetzt, daß sie die Welle 28 jeweils an Bereichen zwischen den Knickpunkten berühren.

Bei den oben beschriebenen Ausführungsformen weist der Arretierungsring 20 eine Anzahl von Schenkelpaaren 22, 24 auf, die zusammen ein einstückiges Bauteil bilden. Obwohl es unwahrscheinlich ist, daß aufgrund der Biegebeanspruchung des Ringes in der Nähe der Punkte a Ermüdungsprobleme auftreten werden, kann auch eine alternative Konstruktion erwogen werden, bei welcher der Ring 20 an den Punkten a und c jeweils aufgeschnitten ist, so daß diskrete Ringsegmente entstehen, wie sie in Fig. 6 dargestellt sind. Diese Segmente sind relativ zueinander jeweils so angeordnet, daß bei benachbarten, jeweils einen Winkelhebel bildenden Ringsegmenten jeweils kurze Schenkel 24 und jeweils lange Schenkel 22 einander benachbart sind. Die Ringsegmente sind in einem gemeinsamen Trägerkäfig 34 angeordnet, der ein Kippen der Segmente um ihre Knickstelle erlaubt.

Die Segmente sind jeweils lose auf Zapfen 30 drehbar gelagert, die zwischen den Stirnwänden 32 des ringförmigen Käfigs 34 verlaufen. Die inneren und äußeren Umfangswände 36 und 38 des Käfigs haben Öffnungen, durch welche die Segmente 20 a, 20 b, 20 c usw. hindurchragen, um Berührung mit der Welle 28 bzw. der Mutter 29 zu haben. Die Zapfen 30 sitzen dabei jeweils in etwas größeren Bohrungen der Segmente 20 a, 20 b, 20 c, so daß die Segmente jeweils um ihren Knickpunkt b kippen können.

Claims (9)

1. Arretierungsbauteil, das zur Verhinderung gegenseitiger Relativdrehung zwischen gemeinsam umlaufenden Bauteilen in einen Radialspalt zwischen diesen Bauteilen einzusetzen ist und sowohl mit dem radial inneren als auch mit dem radial äußeren Bauteil reibschlüssig zusammenwirkt, dadurch gekennzeichnet, daß das Arretierungsbauteil (20) aus einer Anzahl von Hebelelementen (25) zusammengesetzt ist, die um die Drehachse der gemeinsam umlaufenden Bauteile (28, 29) herum angeordnet sind, wobei jedes Hebelelement (25) in Form eines asymmetrischen Winkelhebels mit zwei Schenkeln (22, 24) ausgebildet ist und jeweils im Bereich des Hebelknickpunkts (b) mit dem radial äußeren Bauteil (29) und im Bereich der beiden Schenkelenden (a, c) mit dem radial inneren Bauteil (28) in reibschlüssiger Berührung steht, daß weiter bei jedem Hebelelement (25) das Produkt aus Masse und fliehkraftinduziertem Drehmoment um den Hebelknickpunkt (b) für den einen Schenkel (22) größer als für den anderen Schenkel (22) ist.

2. Arretierungsbauteil nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die einzelnen Hebelelemente (25) zu einem einteiligen Ring (20) miteinander verbunden sind und dabei die in Umfangrichtung des Ringes aufeinanderfolgenden Hebelelemente jeweils so orientiert sind, daß jeweils Schenkel (22) mit größerem Massen-Drehmoment-Produkt bzw. Schenkel (24) mit kleinerem Massen-Drehmoment-Produkt der aufeinanderfolgenden Hebelelemente (25) einander benachbart sind.

3. Arretierungsbauteil nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß sein Ringquerschnitt entlang seines gesamten Umfangs im wesentlichen gleichförmig ist.

4. Arretierungsbauteil nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß der Ringquerschnitt sich längs des Umfangs derart ändert, daß er jeweils an den Hebelknickpunkten (B) am größten und an den Berührungsstellen mit dem radial inneren Bauteil (28) am kleinsten ist.

5. Arretierungsbauteil nach einem der Ansprüche 2 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß der Ring (20) an einer Stelle seines Umfangs aufgeschnitten ist.

6. Arretierungsbauteil nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß dasselbe durch einen Kranz von diskreten, umfangsmäßig aneinandergereihten Winkelhebelelementen (20) gebildet ist.

7. Arretierungsbauteil nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Winkelhebelelemente (20) an einem käfigartigen Trägerbauteil (34) jeweils mittels eines im Bereich des Hebelknickpunkts (b) angeordneten Drehzapfens (30) kippbar gelagert sind.

8. Arretierungsbauteil nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Hebelschenkel (22, 24) jeweils etwa geradlinig zwischen dem Hebelknickpunkt (b) und den mit dem radial inneren Bauteil (28) in Berührung stehenden Hebelenden verlaufen.

9. Arretierungsbauteil nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß der eine Schenkel (22) jedes Hebelelements (20, 25) länger als der andere Schenkel (24) ist.