DE3915476A1 - Verfahren und vorrichtung zum tragen einer welle in einer stroemungsmaschine - Google Patents

Description

Die Erfindung bezieht sich auf ein Verfahren und eine Vor­ richtung zum Tragen einer Welle in einer Strömungsmaschine. Insbesondere befaßt sich die Erfindung mit dem Reduzieren von Schwingungen in einem Maschinenteil, zum Beispiel in der sich drehenden Welle oder in dem Tragteil der Welle. Die Erfindung wurde auf dem Gebiet der Axialmaschinen und insbesondere der Gasturbinentriebwerke gemacht, sie ist aber auf anderen Ge­ bieten anwendbar, wo Viskositäts- oder Fluiddämpfung zum Re­ duzieren von Schwingungen angewandt wird.

Die üblicherweise benutzten Gasturbinentriebwerke sind Strö­ mungsmaschinen, in denen Rotorwellen benutzt werden, welche durch ein Lager an einem Tragteil abgestützt werden. Im Be­ trieb dieser Triebwerke kann der Drehzahlbereich des Rotors von niedrigen Drehzahlen bis zu hohen Drehzahlen von über zehntausend Umdrehungen pro Minute variieren.

Gemäß der US-PS 46 69 893, die sich auf eine ringförmige Öl­ dämpferanordnung bezieht, können kleine Unwuchten der Welle bewirken, daß die tatsächliche Achse der Rotorwelle die ide­ ale Achse der Rotorwelle mit einer Frequenz, die gleich der Winkelgeschwindigkeit der Welle ist, periodisch umkreist.

Diese Kreisbewegung wird üblicherweise als synchrone Schwin­ gungs- oder Wirbelbewegung der Welle bezeichnet. Die Quer­ schwingung der Mittellinie der Welle weg von der idealen Drehmittelachse nimmt zu, wenn sich die Rotordrehzahl der Welle der Resonanzfrequenz des Tragsystems (und damit der kritischen Drehzahl) nähert, welche einer der verschiedenen Schwingungsmoden der Welle zugeordnet ist. Die Resonanzfre­ quenz ist eine Funktion der Steifigkeit des Tragsystems.

Schwingungskräfte in der Rotorwelle werden von der Rotorwelle über das Tragsystem auf das Triebwerk und von dem Triebwerk auf dessen Befestigungskonstruktion übertragen. Weil angenom­ men wird, daß die Verlagerung der Welle gegenüber der idealen Drehachse diese Kräfte verstärkt, werden häufig Vorrichtungen benutzt, um die tatsächliche Verlagerung der Welle gegenüber der idealen Mittellinie der Welle zu verringern.

Gemäß der US-PS 46 69 893 ist eine Vorrichtung zum Verringern der Verlagerung der Welle und deshalb der Kräfte, welche von der Welle auf das Triebwerk und dessen Tragkonstruktion über­ tragen werden, ein Viskositäts- oder Fluiddämpfer mit einem Fluiddämpfungsfilm, der zwischen dem Rotorsystem und dessen Tragkonstruktion angeordnet ist. Gemäß dieser US-Patentschrift ist der Firm zwischen dem Lagergehäuse des Rotors und der be­ nachbarten Konstruktion angeordnet. Weitere Beispiele von solchen Dämpfern sind in den US-PS 43 37 983, 40 84 861 und Re. 31 394 beschrieben.

Bei mehreren dieser Dämpfer umfaßt das Tragteil für die Wel­ le ein Lager und dessen Gehäuse. Das Lager und das Gehäuse werden durch eine Feder positioniert, welche sich der Bewe­ gung der Welle weg von der idealen Mittellinie der Welle wi­ dersetzt. Der Dämpfer dämpft durch sein Fluid die Kreisbewe­ gung der Welle. Die Dämpfung ist besonders kritisch, wenn die Welle mit einer Drehzahl gedreht wird, die der Eigenreso­ nanzfrequenz des Tragsystems entspricht. Diese Drehzahl wird wie erwähnt üblicherweise als kritische Drehzahl des Trag­ systems bezeichnet und ist eine Funktion der Steifigkeit des Tragsystems.

Die US-PS 37 56 672 und die US-PS 40 46 430 zeigen die Ver­ wendung von Viskositätsdämpfern des oben dargelegten Typs zum Dämpfen von Schwingungen in konzentrischen Wellen. In der US- PS 40 46 430 ist eine Welle eines Paares konzentrischer Wel­ len die Konstruktion, von der aus sich die Positionierfeder zu dem Lagergehäuse erstreckt. Die Welle mit dem Lagergehäuse begrenzt den Viskositätsdämpferhohlraum. Die Tragkonstruktion für das Lager ist daher ein rotierendes Bauteil des Trieb­ werks. Bei dieser besonderen Erfindung wird die Feder pa­ rallel zu dem Dämpfer benutzt, um die Resonanzfrequenz einer der Wellen zu ändern, so daß die kritische Drehzahl der an­ deren Welle nicht mehr im Betriebsbereich des Triebwerks ist.

Eine weitere Möglichkeit besteht darin, sowohl Viskositäts­ als auch Friktionsdämpfung zum Dämpfen von Schwingungen zu benutzen, wie es in der US-PS 43 53 604 beschrieben ist. Ge­ mäß dieser US-Patentschrift umfaßt das Tragsystem für eine Welle sowohl einen Viskositätsdämpfer als auch einen Frik­ tionsdämpfer, der in Reihe zu dem Viskositätsdämpfer angeord­ net ist. Der Friktionsdämpfer wird aktiviert, wenn eine große Unwucht des Triebwerksrotors auftritt, die Belastungen über­ steigt, welche der Viskositätsdämpfer normalerweise aufzu­ nehmen hat.

Die Viskositäts- und die Friktionsdämpfung sind in der US- PS 42 13 661 beschrieben. In dieser US-Patentschrift sind meh­ rere bogenförmige Träger in dem Dämpfungshohlraum angeordnet, um eine Friktionsdämpfung des Lagers zu bewirken.

Ein Viskositäts- und Friktionsdämpfer ist auch in der US-PS 34 56 992 gezeigt. In dieser US-Patentschrift wird ein Quetschfilmdämpfer mit Kolbenringdichtungen benutzt, welche den Dämpferhohlraum abdichten. Die Kolbenringdichtungen wer­ den als Friktionsvorrichtungen benutzt, die mittels Dämpfungs­ fluiddruck gegen die Wände gepreßt werden, die den Dämpfungs­ hohlraum begrenzen, um eine Friktionskraft zu erzeugen. Weil die Friktionskraft proportional zu dem Druck in dem Hohlraum ist und weil der Druck in dem Hohlraum die Viskositäts- und Steifigkeitskennwerte des Dämpfungsmediums beeinflußt, ist es möglich, den Dämpfer so abzustimmen, daß eine maximale Viskositäts- und Friktionsdämpfung der Bewegung bei den kri­ tischen Drehzahlen der Rotorwelle erzielt wird. Das ergibt eine Schwingungsdämpfung bei den kritischen Drehzahlen der Welle.

Trotz des vorstehend geschilderten Standes der Technik sind Wissenschaftler und Ingenieure der Anmelderin bestrebt, an­ dere Vorrichtungen zum wirksamen Reduzieren von Schwingungen aufgrund einer Rotorwirbelbewegung zu entwickeln.

Die Erfindung basiert zum Teil auf der Erkenntnis, daß das Vorhandensein des Dämpfungsfluids in Viskositätsdämpfern un­ ter gewissen Betriebsbedingungen die Schwingung in einer Strömungsmaschine, z.B. in der Rotorwelle oder in der Trag­ konstruktion der Welle, vergrößern kann.

Gemäß der Erfindung umfaßt ein Tragsystem für eine Rotorwelle einen Viskositätsdämpfer mit einer Dämpfungskammer, durch die ein Dämpfungsfluid hindurchgeleitet wird, und eine Vorrich­ tung zum Gestatten der Strömung des Dämpfungsfluids in die Dämpferkammer bei einer ersten Rotordrehzahl, um den Dämpfer zu aktivieren, und zum Blockieren der Strömung des Dämpfungs­ fluids in die Kammer bei einer zweiten Rotordrehzahl, um den Dämpfer aus dem Tragsystem zu entfernen.

Gemäß einer Ausführungsform der Erfindung gestattet die Vor­ richtung die Strömung zu dem Fluiddämpfer bei Drehzahlen, die nicht größer als die Leerlaufdrehzahl des Triebwerks sind, und verhindert die Strömung von Öl zu dem Dämpfer bei Dreh­ zahlen oberhalb des Leerlaufdrehzahlkennwerts.

Gemäß einer Ausführungsform der Erfindung beinhaltet ein Ver­ fahren zum Betreiben einer Strömungsmaschine mit einer Welle und einem Viskositätsdämpfer für die Welle das Einleiten von Dämpfungsfluid in den Dämpfer bei gewissen vorgewählten Rotor­ drehzahlen und das Nichteinleiten bei anderen Drehzahlen, um den Dämpfer der Maschine abzuschalten.

Ein Hauptmerkmal der Erfindung ist ein Tragsystem für eine Strömungsmaschine mit einem Viskositätsdämpfer, der zwischen einer Rotorwelle und der benachbarten Tragkonstruktion, an der die Welle positioniert ist, angeordnet ist. Eine Feder erstreckt sich von der benachbarten Tragkonstruktion aus, um die Welle in dem Dämpfer zu positionieren. Der Dämpfer hat eine Dämpfungskammer und eine Einrichtung zum Leeren der Kam­ mer, die dem Dämpfungsfluid gestattet, aus der Kammer zu ent­ weichen. In einer Ausführungsform besteht die Entleereinrich­ tung aus Durchlässen, entweder kleinen angeschlossenen Durch­ lässen, wie sie zwischen den Dichtungen des Dämpfungshohl­ raums vorhanden sind, oder, bei einer weiteren Ausführungs­ form, einem größeren, diskreten Durchlaß, zum Beispiel einer Auslaßleitung. Ein weiteres Hauptmerkmal ist eine Vorrichtung zum Ein- oder Ausschalten der Strömung des Dämpfungsfluids zu der Dämpfungskammer in Kombination mit dem Entleerdurch­ laß. In einer Ausführungsform liefert eine Pumpe, die durch die Rotorwelle angetrieben wird, um das Dämpfungsfluid unter Druck zu setzen, das Dämpfungsfluid mit einem Druck, welcher die Drehzahl der Rotorwelle angibt. Die Vorrichtung zum Ein­ oder Ausschalten des Stroms von Dämpfungsfluid zu der Kammer ist ein Rückschlagventil, das auf den Druck des Dämpfungs­ fluids anspricht. In einer dieser Ausführungsformen umfaßt die Vorrichtung zum Ein- oder Ausschalten der Strömung ein Paar paralleler Rückschlagventile, von denen eines die Strö­ mung unterhalb eines gewissen Druckes gestattet (wodurch die Strömung oberhalb einer vorgewählten ersten Rotordrehzahl ab­ geschaltet wird), und von denen das andere die Strömung ober­ halb eines gewissen Druckes gestattet (wodurch die Strömung bei einer zweiten Rotordrehzahl eingeschaltet wird, welche größer als die erste Rotordrehzahl ist). In einer alternati­ ven Ausführungsform ist die Vorrichtung zum Ein- und Ausschal­ ten der Strömung ein Ein/Aus-Magnetventil, welches auf ein Rotordrehzahlsignal anspricht.

Ein weiteres Merkmal der Erfindung ist ein Tragsystem für die Rotorwelle, das einen ersten Steifigkeitskennwert (und einen zugeordneten ersten kritischen Drehzahlkennwert) hat, der sich aus dem Strom von Dämpfungsfluid in die Dämpfungskammer und dem Füllen der Dämpfungskammer mit dem Dämpfungsfluid er­ gibt, und einen zweiten Steifigkeitskennwert (und einen zweiten kritischen Drehzahlkennwert), der sich daraus ergibt, daß kein Dämpfungsfluid in die Dämpfungskammer strömt, so daß das Dämpfungsfluid keine hydrodynamische Steifigkeit hat. In einer detaillierten Ausführungsform beinhaltet das Verfahren das Aktivieren des Dämpfers bei dem ersten kritischen Drehzahl­ kennwert, um Schwingungen der Strömungsmaschine zu dämpfen, und das Entfernen des Dämpfers aus dem Tragsystem bei einer höheren Rotordrehzahl, um den zweiten kritischen Drehzahlkenn­ wert des Tragsystems zu vermeiden. In einer alternativen Ausführungsform beinhaltet das Verfahren, den Dämpfer zu aktivieren oder zu inaktivieren, damit bei sämtlichen Rotordreh­ zahlen entfernt von dem kritischen Drehzahlkennwert des Systems gearbeitet wird.

Ein Hauptvorteil der Erfindung ist die Dauerschwingfestigkeit der Bauteile, die daraus resultiert, daß die Amplitude von Schwingungen in einer Strömungsmaschine reduziert wird, indem ein Fluiddämpfer über einem besonderen Drehzahlbereich benutzt und der Dämpfer über einem weiteren Drehzahlbereich aus dem System entfernt wird. Ein weiterer Vorteil ist die Reduktion von Schwingungen und Geräuschen, welche von der Außenseite der Maschine in eine benachbarte Konstruktion übertragen werden, als Ergebnis des Reduzierens von Schwingungen in der Maschine. In einer Ausführungsform ist ein Vorteil eine Strömungsmaschine, die einen kritischen Drehzahlkennwert vermeidet und niemals auf demselben arbeitet, was erreicht wird, indem die Systemsteifig­ keit durch Ein- und Ausschalten des Fluiddämpfers selektiv ge­ ändert wird, um den kritischen Drehzahlkennwert des Triebwerks als Funktion der Rotordrehzahl zu ändern. In einer Ausführungs­ form ist ein Vorteil die Einfachheit des Betriebes, die aus dem automatischen Wegschalten des Dämpfers aus dem System durch Verwendung eines druckempfindlichen Rückschlagventils und eines Dämpfungsfluids, das einen Druck hat, der die Rotordrehzahl an­ gibt, erzielt wird.

Ausführungsbeispiele der Erfindung werden im folgenden unter Bezugnahme auf die Zeichnungen näher beschrieben. Es zeigen

Fig. 1 eine schematische Darstellung einer Axialströ­ mungsmaschine in Form eines Turbofan-Gasturbinen­ triebwerks, welche die Hauptabschnitte des Trieb­ werks zeigt,

Fig. 2 eine vereinfachte Längsschnittansicht eines Teils des Triebwerks, die ein übliches Tragsystem für eine Rotorwelle zeigt, welches einen Fluiddämpfer aufweist,

Fig. 3A eine schematische Querschnittansicht des Dämpfers nach Fig. 2, welche druckempfindliche Ein/Aus- Ventile für den Strom von Dämpfungsfluid zu dem Dämpfer zeigt,

Fig. 3B eine alternative Ausführungsform eines der in Fig. 3A gezeigten Ventile,

Fig. 4A und 4B schematische Darstellungen des in Fig. 3 gezeigten Fluiddämpfers, welche die resultierenden Kräfte zeigen, die auf eine Welle in diesem Fluiddämpfer einwirken,

Fig. 5A und 5B mechanische Modelle für das Tragsystem nach der Erfindung,

Fig. 6 eine graphische Darstellung der kritischen Dreh­ zahl über der Steifigkeit eines flexiblen Trag­ systems des in Fig. 2 gezeigten Typs,

Fig. 7 eine graphische Darstellung der tatsächlichen Schwingungsbewegung eines Gehäuses in horizon­ taler Richtung als Funktion der Rotordrehzahl einer Hochdruckrotorbaugruppe,

Fig. 8A-8D graphisch die dynamische Resonanz des Rotors als Funktion der Rotordrehzahl für ein Gasturbinen­ triebwerk, und

Fig. 9 eine graphische Darstellung der kritischen Dreh­ zahl über der Steifigkeit eines flexiblen Trag­ systems des in Fig. 2 gezeigten Typs.

Fig. 1 ist eine schematische Darstellung einer Axialströmungs­ maschine in Form eines Turbofan-Gasturbinentriebwerks 10, wie es zum Antrieb eines Flugzeuges benutzt wird. Das Triebwerk hat einen Verdichtungsabschnitt 12, einen Verbrennungsabschnitt 14 und einen Turbinenabschnitt 16. Ein ringförmiger Strömungs­ weg 18 für Primärarbeitsmediumgase erstreckt sich axial durch die Abschnitte des Triebwerks. Ein ringförmiger Strömungsweg 20 für Sekundärarbeitsmediumgase erstreckt sich durch einen Teil des Verdichtungsabschnitts außerhalb des Primärströmungs­ weges.

Rotorbaugruppen in Form einer Niederdruckrotorbaugruppe 22 und einer Hochdruckrotorbaugruppe 24 erstrecken sich axial durch das Triebwerk. Eine Statorbaugruppe 26 erstreckt sich umfangs­ mäßig um die Rotorbaugruppen und axial durch das Triebwerk, um die Rotorbaugruppen zu tragen und die Arbeitsmediumströmungs­ wege außen zu begrenzen.

Der hier verwendete Begriff "Strömungsmaschine" umfaßt jede Art von "umlaufender Maschine" (engl. "rotary machine").

In dem Verdichtungsabschnitt 12 weist die Niederdruckrotorbau­ gruppe 22 einen Kranz von relativ großen Gebläseschaufeln 28 auf, die sich nach außen über den Primär- und den Sekundär­ strömungsweg der Arbeitsmediumgase erstrecken. Kränze von kür­ zeren Niederdruckverdichterschaufeln 30 erstrecken sich in den Primärströmungsweg. Der Turbinenabschnitt 16 enthält Kränze von Turbinenrotorschaufeln 32, die sich in den Primärströmungsweg erstrecken. Eine Rotorwelle 34 erstreckt sich zwischen den beschaufelten Teilen der Niederdruckturbine und des Nieder­ druckverdichters, um diese Teile der beiden Abschnitte des Triebwerks miteinander zu verbinden.

Die Hochdruckrotorbaugruppe hat Kränze von Rotorschaufeln 36 in einem zweiten oder Hochdruckverdichter, die sich ebenfalls nach außen über den Primärströmungsweg erstrecken. Der Hoch­ druckturbinenabschnitt enthält Kränze von Rotorschaufeln 38, die durch eine Rotorwelle 40 verbunden sind, welche sich axial durch das Triebwerk außerhalb der Niederdruckrotorwelle erstreckt, um diese beschaufelten Teile der Hochdruckturbine und des Hochdruckverdichters miteinander zu verbinden.

Die Statorbaugruppe 26 weist ein äußeres Gehäuse 42 und diskrete Tragvorrichtungen an gegenseitigen axialen Abstand aufweisenden Stellen auf, die sich radial nach innen erstrecken, um die Ro­ torwellen der Nieder- und der Hochdruckbaugruppe 22, 24 zu tragen. Diese Tragkonstruktion umfaßt einen Kranz von Streben oder Tragelementen 44 und anderen Bauteilen wie Lagern 46. Alter­ nativ könnte die Tragkonstruktion eine benachbarte Rotorwelle sein, wie es in der US-PS 40 46 430 beschrieben ist.

Es ist erwünscht, eine Dämpfung für einige oder sämtliche Lager vorzusehen, um Schwingungen in der Rotorwelle zu dämpfen, indem ein unter Druck stehendes Dämpfungsmedium benutzt wird, wie beispielsweise bei einem Quetschfilmdämpfer. Eine Einrichtung zum Unterdrucksetzen des Fluids in Form einer Pumpe, dargestellt durch eine Zahnradpumpe 48, führt ein geeignetes Dämpfungsfluid der Tragkonstruktion für eine Rotorbaugruppe, z.B. der Hoch­ druckrotorbaugruppe 24, zu, um eine Viskositäts- oder Fluid­ dämpfung der Hochdruckrotorwelle 40 zu bewirken. Der hier verwendete Begriff "Fluid" umfaßt jedes geeignete Medium, das in der Lage ist, unter Druck zu strömen. Ein geeignetes Fluid ist beispielsweise Schmieröl.

Im Falle von Schmieröl steht die Pumpe über eine Leitung 50 in Strömungsverbindung mit einer Ölquelle für das Triebwerk, beispielsweise einem Ölsammelbereich 52 in dem Getriebe (nicht dargestellt) des Triebwerks, welcher das Öl sammelt, nachdem es seine Schmierfunktion erfüllt hat. Eine Leitung 54 führt von der Pumpe 48 zu der Tragkonstruktion. Wie bei vielen modernen Triebwerken üblich steht eine Zapfwelle (nicht dar­ gestellt) in Antriebsverbindung mit der Hochdruckrotorwelle und mit der Zahnradpumpe über weitere Wellen (nicht darge­ stellt), um eine Antriebsverbindung zwischen der Zahnradpumpe und der Hochdruckwelle herzustellen. Infolgedessen nimmt der Ausgangsdruckwert der Pumpe mit der Rotordrehzahl der Hoch­ druckrotorwelle zu.

Eine Einrichtung, die durch ein Ventil 56 dargestellt ist und den Strom oder Rückstrom des Öls zu der Tragkonstruktion ge­ stattet, steht in Strömungsverbindung mit der Pumpe 48. Das Ventil 56 kann eine Rückschlagventilvorrichtung sein, die auf einen Druck des Öls anspricht. Statt dessen könnte das Ventil 56 ein Magnetventil sein, das, wie durch eine gestrichelte Linie 58 dargestellt, auf ein Signal aus der Triebwerkssteuer­ vorrichtung 59 anspricht. Die Triebwerkssteuervorrichtung mißt die Drehzahl N ₂ der Hochdruckwelle um deren Drehachse entweder direkt oder indirekt durch Messen von Parametern des Trieb­ werks. Die Triebwerkssteuervorrichtung 59 erzeugt ein Ein- oder Aus-Signal an dem Magnetventil in Abhängigkeit von der Rotor­ drehzahl, was durch eine gestrichelte Linie 60 angedeutet ist, die sich von der Triebwerkssteuervorrichtung 59 zu dem Ventil 56 erstreckt.

Fig. 2 ist eine vereinfachte Längsschnittansicht eines Teils eines Gasturbinentriebwerks, die eine typische Tragkonstruk­ tion für eine Rotorbaugruppe mit einer Rotorwelle 34 des in modernen Strahltriebwerken benutzten Typs zeigt. Der Begriff Rotorwelle umfaßt jeden Teil der Rotorbaugruppe, der benutzt wird, um die Rotorbaugruppe drehbar zu tragen, die Tragkon­ struktion 62 umfaßt ein Lager 46 und dessen Gehäuse 64, eine benachbarte Statorkonstruktion 66 und hinsichtlich der bau­ lichen Steifigkeit ein flexibleres Tragsystem 63 mit einer Feder 68 und einem Dämpfer 70 zwischen dem Gehäuse 64 und der Statorkonstruktion 66. Weil die Steifigkeit (oder Federkon­ stante) der Tragkonstruktion 62 hauptsächlich eine Funktion der biegsamen Feder 68 und des Dämpfers 70 ist, werden die Feder und der Dämpfer üblicherweise als das Tragsystem für die Rotorwelle aufgefaßt, und die Steifigkeit der Feder und des Dämpfers wird üblicherweise als die Steifigkeit der Trag­ konstruktion aufgefaßt.

Die Rotorwelle 34 ist um eine Drehachse A _r in einem Bereich von Drehzahlen drehbar, die eine erste und eine zweite Dreh­ zahl umfassen. Das Lager 46 ist in dieser besonderen Ausfüh­ rungsform durch ein Lager dargestellt, welches Wälzkörper in Form von Kugeln 72 aufweist, die zwischen einem inneren Lauf­ ring 74 und einem äußeren Laufring 76 angeordnet sind. Der innere Laufring 74 trägt die Rotorwelle 34.

Das innere Gehäuse 64 ist nicht drehbar und hat eine äußere Ober­ fläche 78 und eine innere Oberfläche 80. Das innere Gehäuse 64 trägt die umlaufenden Teile des Lagers 46, also den inneren Laufring 74 und die Kugeln 72 des Lagers. Bei dem dargestellten besonderen Aufbau erfaßt der äußere Laufring 76 die Kugeln 72 und wird durch die innere Oberfläche 80 des inneren Gehäuses 64 erfaßt. In einem alternativen Aufbau könnte das innere Gehäuse 64 mit dem äußeren Laufring 76 einstückig ausgebildet sein.

Die benachbarte Statorkonstruktion 66 der Tragkonstruktion 62 umfaßt ein äußeres Gehäuse 82. Das äußere Gehäuse 82 hat eine zylindrische Oberfläche 84, die nach innen gewandt ist und radialen Abstand von der nach außen gewandten zylindrischen Oberfläche 78 des inneren Gehäuses 64 hat, so daß dazwischen eine Kammer 86 für das Dämpfungsöl vorhanden ist. In der ge­ zeigten Ausführungsform ist das äußere Gehäuse 82 nichtdreh­ bar. Das äußere Gehäuse 82 hat weiter eine Einrichtung zum Versorgen der Kammer 86 mit Öl in Form von wenigstens einer Einlaßleitung 88.

Zwei Ringdichtungen 90 sind zwischen dem inneren Gehäuse 64 und dem äußeren Gehäuse 82 angeordnet. Die Ringdichtungen 90 haben gegenseitigen axialen Abstand und erstrecken sich um­ fangsmäßig um die Achse des Triebwerks 10. Jede Ringdichtung 90 erfaßt eines der Gehäuse in radialer Richtung und erfaßt das andere Gehäuse, um die Dämpfungskammer 86 abzudichten. Die Ringdichtungen 90 sind nicht absolut fluiddicht und haben eine Einrichtung zum Entleeren der Dämpfungskammer über kleine angeschlossene Durchläße (nicht dargestellt), welche einen Strömungsweg aus dem Dämpfungshohlraum 86 bilden. Alternativ könnte sich eine elastomere Dichtung zwischen dem äußeren Gehäuse 82 und dem inneren Gehäuse 64 erstrecken, um die Kammer 86 relativ fluiddicht zu machen. Dabei kann die Entleereinrich­ tung ein ringförmiges äußeres Gehäuse sein, das wenigstens eine Auslaßleitung 92 hat, welche gestrichelt dargestellt ist, um Öl aus der Kammer 86 abzulassen. Selbstverständlich könnten andere Einrichtungen zum Entleeren der Kammer 86 benutzt werden.

Bei einigen Konstruktionen braucht die Dämpfungskammer 86 nicht abgedichtet zu sein, sondern kann in Strömungsverbindung mit einem Fluidreservoir oder in demselben angeordnet sein. Wenn die Dämpfungskammer in einem Reservoir angeordnet ist, kann das Fluid aus dem Reservoir abgelassen werden, beispielsweise durch Abpumpen. Ein Beispiel eines solchen unabgedichteten Dämpfers zeigt Fig. 2 der US-PS 43 37 983.

Die Feder 68 des Tragsystems 63 ist einstückig mit dem äußeren Gehäuse 82 ausgebildet (d.h., sie verhält sich wie ein Stück desselben). Die Feder 68 hat einen ringförmigen Halter 94, der sich axial erstreckende Teile hat, welche durch vier Stäbe 96 dargestellt sind. Die Stäbe 96 sind im Vergleich zu dem ringförmigen Halter 94 relativ biegsam. Es könnten mehr als vier Stäbe benutzt werden. So sind beispielsweise bei einer Konstruktion zweiunddreißig Stäbe benutzt worden. Außer­ dem könnte der ringförmige Halter 94 biegsamer ausgebildet sein. Die Feder 68 könnte auch als ein Zylinder ausgebildet sein, der ausgeschnittene Teile, dünne Abschnitte oder andere Merkmale hat, welche ihm Flexibilität verleihen. Infolge ihres flexiblen Aufbaus gibt die Feder dem Tragsystem eine mechanische Federkonstante oder einen mechanischen Steifig­ keitskennwert km.

Wie erwähnt bildet die Zahnradpumpe 48 die Einrichtung zum Versorgen der Einlaßleitung 88 mit unter Druck stehendem Dämpfungsfluid. Weil die Zahnradpumpe 48 in Antriebsverbindung mit der Hochdruckrotorwelle 40 ist, nimmt der Ausgangswert des Druckes der Zahnradpumpe mit der Rotordrehzahl zu. Deshalb wird für jede zugeordnete Rotordrehzahl Öl von der Pumpe 48 mit einem Druckwert geliefert, welcher dieser Rotordrehzahl zugeordnet ist.

Die Einrichtung 56, die auf die Rotordrehzahl anspricht, ist an der benachbarten Statorkonstruktion 66 befestigt, um den Strom von Dämpfungsfluid bei einer ersten Rotordrehzahl in die Dämpfungskammer 86 zu gestatten und den Strom von Dämpfungs­ fluid in die Dämpfungskammer bei einer zweiten Rotordrehzahl zu blockieren. Wie mit Bezug auf Fig. 1 erläutert, könnte die Einrichtung 56 ein Ventil sein, das auf den Druckwert des Schmieröls anspricht, wie z.B. ein druckempfindliches Rück­ schlagventil, oder es könnte sich um ein Magnetventil handeln, das auf ein Signal aus der Triebwerkssteuervorrichtung 59 an­ spricht. Es ist klar, daß andere Einrichtungen benutzt werden könnten, um den Strom von Öl in die Dämpfungskammer 86 in Abhängigkeit von der Drehzahl der Rotorwelle 34 zu unter­ brechen.

Fig. 3A zeigt eine schematische Querschnittansicht des in Fig. 2 gezeigten Fluiddämpfers. Ähnliche Ansichten sind in der US-PS 46 69 893 und in der US-Patentanmeldung vom 14. März 1988, Serial no. 1 67 754, gezeigt.

Fig. 3A zeigt das äußere Traggehäuse 82, das um das zylin­ drische innere Teil oder Gehäuse 64 angeordnet ist, welches einer versuchten periodischen Orbital- oder Kreisbewegung 100 ausgesetzt ist. Der Mittelpunkt 100 a ist der tatsäch­ liche Mittelpunkt des Rotorsystems und stellt die tatsächli­ che Drehachse Ara der Rotorwelle 40 dar. Der Mittelpunkt 100 b ist der ideale Mittelpunkt des Rotorsystems und stellt die ideale Drehachse Arb dar, die bei einem idealen zylin­ drischen Lager 46, inneren Gehäuse 64 und äußeren Gehäuse 82 im Mittelpunkt der inneren Oberfläche 84 des äußeren Gehäuses 82 ist.

Ein Strom von Dämpfungsfluid wird in den Ringraum oder die Dämpfungskammer 86, die zwischen der inneren Oberfläche 84 des äußeren Gehäuses 82 und der äußeren Oberfläche 78 des inneren Gehäuses 64 gebildet ist, über eine Versorgungslei­ tung 88 eingeleitet. Eine Einrichtung zum Entleeren der Dämpfungskammer 86 ist durch die Auslaßleitung 92 dargestellt und kann, wie weiter oben erläutert, Kolbenringdichtungen od.dg1. Vorrichtungen zum Entleeren der Dämpfungskammer dar­ stellen. Die Versorgungsleitung 88 hat zwei druckempfindliche Rückschlagventile, welche in dem System parallel angeordnet sind, in Form des Rückschlagventils 102 und des Rückschlag­ ventils 104, die gemeinsam die Einrichtung 56 bilden, um bei vorgewählten Betriebsdrehzahlen den Dämpfungsfluidstrom zu gestatten oder zu blockieren. Das Rückschlagventil 102 hat eine Feder 106, die der Druckkraft entgegenwirkt, welche durch das Öl auf einen Ventilschieber 108 ausgeübt wird. Bei einem vorbestimmten Druckwert, der einer vorbestimmten Rotor­ drehzahl entspricht, drückt der Druck des Öls den Ventilschie­ ber in die Schließstellung, wodurch der Ölstrom durch das Rückschlagventil blockiert wird. Das zweite Rückschlagventil 104 hat einen federbelasteten Ventilschieber 110, welcher durch die Feder in der Schließstellung gehalten wird. Wenn der Druck­ wert ansteigt, was einer dritten Rotordrehzahl entspricht, die höher als die zweite Rotordrehzahl ist, öffnet der Ventil­ schieber und gestattet den Strom von Fluid in die Dämpfungs­ kammer 86. Ein druckempfindliches Ventil, das zufriedenstel­ lend eingesetzt werden könnte, um den Strom von Öl unterhalb eines gewissen Druckes zu gestatten, aber den Strom von Öl bei einem anderen Druck und darüber zu blockieren, ist von der Janitrol Aero Division der Midland Ross Corporation unter der Bezeichnung "Shut Off Valve Model 10P22-2; 12P70" er­ hältlich.

Alternativ könnte die Einrichtung zum Gestatten oder Blockie­ ren des Stroms in den Ringraum 86 ein Ein/Aus-Magnetventil 112 des in den Fig. 1 und 3B gezeigten Typs sein. In dieser Ausführungsform ist eine Magnetspule 114 um einen beweglichen Anker 116 angeordnet, welcher an dem Verschlußstück des Ven­ tils befestigt ist. Auf ein Signal aus der Triebwerkssteuer­ vorrichtung 59 hin, wenn eine vorgewählte Rotordrehzahl er­ reicht wird, wird die Magnetspule 114 erregt, was bewirkt, daß sich der Anker 116 entgegen der Kraft der Feder in die Schließ­ stellung bewegt. Bei einer weiteren vorgewählten Rotordreh­ zahl wird die Magnetspule 114 wieder entregt, und die Feder bewegt das Verschlußstück in die offene Stellung, die eine Strömung durch das Ventil 112 gestattet.

Unterhalb der ersten Rotordrehzahl oder oberhalb der zweiten Rotordrehzahl wird daher Fluid gestattet, den Ringraum 86 zu füllen. Das Fluid tritt schließlich über die Einrichtung zum Entleeren der Dämpferkammer 86 aus, was durch die Ablaßöffnung oder Auslaßleitung 92 dargestellt ist, die in dem äußeren Gehäuse 82 angeordnet ist.

Während des Betriebes absorbiert der vorstehend beschriebene Dämpfer 70 die Schwingungsenergie des inneren Gehäuses 64 über hydrodynamisch erzeugte Kräfte, welche aus dem Vorhandensein des Dämpfungsöls in der ringförmigen Dämpfungskammer 86 re­ sultieren. Die Dämpfungskraft, die durch das Öl ausgeübt wird und der Kreisbewegung entgegenwirkt, bewirkt, daß das Öl erhitzt wird, so daß ein Teil der kinetischen Schwingungs­ energie in Wärmeenergie umgewandelt wird.

Die Erscheinung, durch welche Anregungskräfte von dem inneren Gehäuse 64 über die hydrodynamischen Wechselwirkungen auf das äußere Gehäuse 82 übertragen werden, werden noch nicht ganz verstanden. Eine akzeptierte Arbeitshypothese wird unter Bezugnahme auf die Fig. 4A und 4B erläutert, welche schema­ tische Darstellungen des Aufbaus nach Fig. 3 zeigen.

Es ist akzeptiert, daß die Kreisbewegung 108 des inneren Ge­ häuses 64 eine Umfangsdruckwelle hervorruft, die sich in der ringförmigen Dämpfungskammer 86 fortpflanzt. Die Druckwelle eilt der Kreisbewegungslinie engster Annäherung 128 zwischen dem inneren Gehäuse 64 und dem äußeren Traggehäuse 82 vor. Der lokale Fluiddruck erreicht ein Maximum innerhalb der Umfangsdruckwelle. Der lokale Fluiddruck erzeugt eine Däm­ pfungskraft, welche der Kreisbewegung und den Federkräften entgegenwirkt, die entweder in derselben Richtung wie die Federkraft der Feder oder des mechanischen Halters 68 oder in der entgegengesetzten Richtung wirken. Ein lokales Gebiet relativ niedrigen Druckes eilt außerdem dem inneren Gehäuse 64 nach. Das ist in den Fig. 4A und 4B als Kavitationsgebiet KG bezeichnet.

Wenn das sich nicht drehende innere Gehäuse 64 um die ideale Achse 100 b wirbelt, hat die Welle die tatsächliche Drehachse 100 a. Eine imaginäre Linie, die "Linie der Mittelpunkte", geht durch die tatsächliche Achse 100 a und die ideale Dreh­ achse 100 b. Die Linie der Mittelpunkte bildet eine Referenz­ achse für die Kraftvektoren, welche die Kräfte repräsentieren, die durch das Fluid auf die Welle ausgeübt werden. Zum Bei­ spiel, die viskose Dämpfungskraft F _b , welche aus der viskosen Eigenschaft des Fluids resultiert, widersetzt sich der Be­ wegung der Welle, wirkt in einer zu der Linie der Mittelpunkte rechtwinkeligen Richtung und ist zu der Tangentialgeschwin­ digkeit der Welle proportional.

Drei weitere Kräfte wirken längs der Linie der Mittelpunkte.

Eine ist die mechanische Federkraft der Feder 68 und ihrer flexiblen Stäbe 96; die beiden anderen Kräfte sind dem Däm­ pfungsfluid oder -öl zugeordnet. Eine Kraft, die dem Däm­ pfungsfluid zugeordnet ist, ist die Resultierende der Kräfte, welche durch die Druckwelle erzeugt werden. Diese Kraft hat einen zugeordneten Viskositätssteifigkeitskennwert kf. Die Viskositätssteifigkeitskraft F _kf wirkt längs der Linie der Mittelpunkte in Richtung zu der idealen Drehachse 100 b in derselben Richtung wie die mechanische Federkraft der Stäbe, d.h. widersetzt sich der Auslenkung des Wellengehäuses gegen­ über der idealen Achse 100 b. Daher widersetzt sich sowohl die mechanische Federkraft F _km als auch die Viskositätsfederkraft F _kf der Auslenkung der Welle in Richtung nach außen, und beide Kräfte sind einer Feder analog, welche einen Steifigkeits­ kennwert kf+km hat.

Den Federkräften F _kf und F _km wirkt eine negative Federkraft -F _ki entgegen, die in der Richtung der Auslenkung des Wellen­ gehäuses wirkt. Die Kraft F _ki ist proportional zu der Masse des Fluids und wird als Fluidträgheitskraft bezeichnet. Die­ se Kraft ist analog einer Feder, welche eine Steifigkeit ki hat. Die Kraft der Größe F _ki wird als negative Kraft -F _ki betrachtet, weil die Kraft in einer Richtung wirkt, die zu der Kraft entgegengesetzt ist, welche durch die mechanischen Federstäbe und die Fluiddruckkraft ausgeübt wird. Die Summe der dem Fluid zuordneten Kräfte F _kf und -F _ki ist die hy­ drodynamische Federkraft F _kh. Es ist klar, daß F _kh positiv oder negativ sein kann, je nach der relativen Größe der Viskositätssteifigkeitskraft F _kf und der Fluidträgheits­ kraft -F _ki.

Die Größe der negativen Kraft -F _ki bei der Drehzahl W ₁ ist so, daß sie den effektiven Steifigkeitskennwert des Systems reduziert, was mit Bezug auf die Vektorsummierung in Fig. 4A gezeigt wird.

In Fig. 4A ist die Vektorsummierung der mechanischen Feder­ kraft +F _km und der Viskositätssteifigkeitskraft +F _kf größer als die Fluidträgheitskraft F _ki. Diese drei Kräfte +F _km, +F _kf, -F _ki führen bei der der Bewegung der Welle in der tangentialen Richtung entgegenwirkender Viskositäts­ kraft F _b zu der Vektorgesamtkraft F _t . Die hydrodynamische Federkraft ist positiv, ist aber gegenüber dem Wert redu­ ziert, den sie haben würde, wenn die Fluidträgheitskraft -F _ki nicht vorhanden wäre. Daher ist die Fluidträgheitskraft bei der Rotordrehzahl W ₁ überwunden worden durch die Vis­ kositätssteifigkeitskraft F _kf des Fluids. Die Kraft in der positiven Richtung wird durch die mechanische Federkraft weiter erhöht, welche durch die Stäbe des Tragsystems aus­ geübt wird.

Alle Federkräfte F _km; +F _kf; -F _ki werden über das äußere Ge­ häuse 82 auf die Tragkonstruktion, welche das Gehäuse 82 trägt, und über die Tragkonstruktion auf das äußere Gehäuse 42 übertragen. Demgemäß können die Federkräfte, welche aus Kräften resul­ tieren, die durch die Welle ausgeübt werden, Schwingungen in dem äußeren Gehäuse 42 erzeugen. Die Dämpfungskraft, welche der Kreisbewegung des Wellengehäuses entgegenwirkt, ver­ ringert die durch die Welle ausgeübten Kräfte durch Umwan­ deln eines Teils der Kreisbewegungsenergie in Wärmeenergie.

Wenn die Drehzahl der Welle auf W ₂ erhöht wird, wie es in Fig. 4B gezeigt ist, nimmt die Exzentrizität der Welle um die ideale Drehachse 100 b zu. Infolge der Erhöhung der Drehzahl und der Exzentrizität (und demgemäß der Reynolds­ zahl) kann die Fluidträgheitskraft sehr groß werden, was mit einer zugeordneten Vergrößerung des Fluidträgheits­ steifigkeitskennwertes verbunden ist. Der Fluidträgheits­ steifigkeitskennwert und seine zugeordnete Kraft -F _ki können in derartigem Ausmaß wirksam sein, daß -F _ki die Kräfte F _km+F _kf übersteigt, welche dem mechanischen Steifigkeitskennwert km der Stäbe und dem Viskositätsstei­ figkeitskennwert kf, der der Auslenkung der Rotorwelle entgegenwirkt, zugeordnet sind. Infolgedessen ist die zu­ geordnete Federkraft (+F _kf; +F _km; -F _ki), welche durch das Fluid ausgeübt wird, negativ. Die Summe dieser Fluidkräfte (d.h. die hydrodynamische Federkraft F _kh=F_kf-F_ki) wirkt in der Richtung der Auslenkung der Welle und ist größer als die mechanische Federkraft F _km, die dieser Auslenkung ent­ gegenwirkt. Daher ist F _kh negativ.

Fig. 5A zeigt ein mechanisches Modell des Tragsystems, wel­ ches den Ringraum 86 hat, der mit Dämpfungsfluid gefüllt ist. Infolgedessen umfaßt das Tragsystem sowohl die Feder 68 als auch den Dämpfer 70. Der Schwingungsdämpfer reprä­ sentiert die Viskositätskraft F _b , die durch das Fluid auf das Gehäuse aufgrund von viskoser Scherung ausgeübt wird. Die Proportionalitätskonstante für den Dämpfer ist bei irgendeinem gegebenen Druck des Öls b, also der Koeffizient der viskosen Dämpfung.

Die Feder hat, wie oben dargelegt, eine Federkonstante oder Steifigkeit, die von dem mechanischen Steifigkeits­ kennwert km der mechanischen Federn abhängig ist, welche sich von dem äußeren Gehäuse 82 aus zu dem inneren Gehäuse 64 erstrecken, und von dem hydrodynamischen Steifigkeits­ kennwert kh des Fluids (das heißt kh=kf-ki). Der Gesamt­ steifigkeitskennwert des Tragsystems ist die Summe des hydrodynamischen und des mechanischen Steifigkeitskenn­ wertes.

Fig. 5B zeigt ein mechanisches Modell für das Tragsystem unter Betriebsbedingungen des Triebwerks, wenn die Strömung des Öls zu dem Ringraum 86 blockiert ist. Infolgedessen ist der Viskositätskoeffizient b eliminiert, und die mecha­ nische Federkraft F _km ist die einzige Federkraft. Der zuge­ ordnete Steifigkeitskennwert ist km. An diesem Punkt ist die Dämpfungskammer frei von Dämpfungsfluid in derartigem Aus­ maß, daß das Fluid weder einen hydrodynamischen Steifig­ keitskennwert zum Übertragen von Schwingungskräften von der sich drehenden Welle auf die Statorkonstruktion noch einen Viskositätsdämpfungskennwert zum Dämpfen der sich drehenden Welle hat.

Es hat sich gezeigt, daß der Fluidträgheitssteifigkeits­ kennwert unter gewissen Umständen so groß werden kann, daß Schwingungen in dem Gehäuse durch das Vorhandensein des Dämpfungsfluids, welches die Dämpfung der Rotorwelle be­ wirkt, vergrößert werden.

Es wird angenonmmen, daß die Vergrößerung der Schwingung in dem Gehäuse bei dem Dämpfen der Welle (obgleich die Dämpfung bewirkt, daß die Schwingung in der Welle verringert wird) in unterschiedlichem Ausmaß aus drei miteinander in Beziehung stehenden Gründen auftritt, die alle mit der Größe der Fluid­ trägheitskraft -F _ki und dem zugeordneten Fluidträgheits­ steifigkeitskennwert zu tun haben. Erstens, wenn die Fluid­ trägheitskraft zunimmt, können Schwingungen in der Welle aus vergrößerter Auslenkung der Welle an von dem Lager ent­ fernten Stellen resultieren. Zweitens, die Verringerung von Wellenschwingungen aufgrund der Fluiddämpfung kann durch den vergrößerten Fluidträgheitssteifigkeitskennwert kom­ pensiert werden, der wegen der Steifigkeit und der zuge­ ordneten Größe der Kraft so wirken kann, daß Schwingungen von der Welle über das Fluid auf das äußere Gehäuse 82 und von da aus auf das äußere Gehäuse 42 effizient übertragen werden.

Schließlich, der kritische Drehzahlkennwert der Rotorwelle ist eine Funktion der Steifigkeit der Strömungsmaschine einschließlich der Steifigkeit des Tragsystems. Die Nähe des kritischen Drehzahlkennwerts zu der Betriebsdrehzahl bei einer besonderen Schwingungsmode wird durch den hydrodyna­ mischen Steifigkeitskennwert des Fluids in dem Dämpfer beeinflußt. Infolgedessen kann die vergrößerte negative Steifigkeit, die aus der Fluidträgheitskraft -F _ki resultiert, bewirken, daß Schwingungen aufgrund eines kritischen Dreh­ zahlkennwerts zunehmen, welcher durch die Zunahme der Stei­ figkeit auf eine Drehzahl innerhalb des Betriebsdrehzahl­ bereiches der Rotorwelle verlagert wird.

Ebenso wird angenommen, daß der Viskositätsdämpfungskennwert und der Viskositätssteifigkeitskoeffizient unter besonderen Umständen so groß werden können, daß sowohl die Übertragung von Schwingungskräften auf die äußere Hülle als auch die Änderung der kritischen Drehzahl entscheidend werden, wie es oben dargelegt worden ist. Unter allen diesen Umständen wird das Blockieren der Strömung des Öls zu der Dämpfungs­ kammer 86 Schwingungen in dem äußeren Gehäuse 42 verringern.

Fig. 6 ist eine graphische Darstellung der Steifigkeit eines flexiblen Tragsystems des in Fig. 2 gezeigten Typs über der Drehzahl des Rotors bei dessen Drehung um seine Achse. Ob­ gleich die Rotordrehzahl die unabhängige Variable für diese beiden Parameter ist, ist die Rotordrehzahl zweckmäßigkeits­ halber auf der vertikalen Achse aufgetragen. Fig. 6 veran­ schaulicht die Auswirkung, die das Blockieren der Strömung von Öl zu der Kammer auf die Steifigkeit und auf den kri­ tischen Drehzahlkennwert bei verschiedenen Schwingungsmoden der Rotorwelle hat. Weil der Dämpfer in Abhängigkeit von der Rotordrehzahl aktiviert oder inaktiviert wird, hat das System zwei verschiedene Steifigkeitskennlinien.

Die Kurve A zeigt die Steifigkeitskennlinie für das Trag­ system, wenn unter Druck stehendes Dämpfungsfluid (in die­ sem Fall Schmieröl) mit Durchflußleistungen in die Dämpfungs­ kammer und aus derselben geleitet wird, welche gewährleisten, daß der Dämpfer mit Öl gefüllt ist. Die Steifigkeitskenn­ linie ist nichtlinear, weil die Steifigkeit zum Teil durch den Ölfilm in der Dämpfungskammer erzeugt wird und eine Funktion der Größe der dynamischen Belastung, welche in den Dämpfer eingeleitet wird, wird. Wenn die Rotordrehzahl er­ höht wird (was gezeigt ist durch die Bewegung längs der Steifigkeitskennlinie, Kurve A, in vertikaler Richtung), ist daher für die gezeigte besondere Konstruktion die Steifig­ keit zuerst positiv. Das zeigt, daß der mechanische Steifig­ keitskennwert und der Viskositätssteifigkeitskennwert größer sind als der negative Fluidträgheitssteifigkeitskennwert, welcher der Fluidträgheitskraft zugeordnet ist. Wenn die Drehzahl erhöht wird und die Fluidträgheitskraft bedeut­ samer wird, erreicht die Steifigkeit des Systems null und wird dann negativ. Wenn die Drehzahl noch weiter erhöht wird, wird die Systemsteifigkeit immer negativer.

Diesem Diagramm überlagert sind Linien der kritischen Dreh­ zahl über der Systemsteifigkeit des Rotortragsystems für die verschiedenen Schwingungsmoden der Welle. Der Begriff Schwingungsmode bezieht sich auf die Eigenvektoren, welche die ausgelenkten Formen beschreiben, die die Rotorwelle unter Betriebsbedingungen annimmt. Die Schnittpunkte zwischen der Steifigkeitskennlinie bei eingeschalteter Ölzufuhr (gezeigt in der Kurve A für das Tragsystem) und der kritischen Dreh­ zahllinie für eine Schwingungsmode ist der kritische Dreh­ zahlkennwert für diese Schwingungsmode der Welle. Daher wird die Welle drei kritische Drehzahlkennwerte für das Trag­ system bei aktiviertem Dämpfer haben, d.h. in den Punkten 1, 2 und 3, welche den drei Schwingungsmoden entsprechen.

Die Kurve B zeigt die Steifigkeitskennlinie für das Trag­ system, wenn der Strom von Dämpfungsfluid (Öl) zu der Dämp­ fungskammer blockiert ist, so daß die Dämpfungskammer in derartigem Ausmaß frei von Öl ist, daß das Öl keinen hydro­ dynamischen Steifigkeitskennwert hat, um Schwingungskräfte von der sich drehenden Welle auf das äußere Gehäuse zu über­ tragen, und keine Viskositätsdämpfungseigenschaft, um die Rotorwelle mittels Fluid zu bedämpfen. Die Systemstei­ figkeit ist nahezu konstant, weil es eine Federkonstante ist und keinen nichtlinearen Effekt aufgrund des Vorhanden­ seins von Öl hat, da das Öl nicht länger eine Federkraft oder eine viskose Dämpfungskraft, die der Bewegung der Welle entgegenwirkt, ausübt. Der Schnittpunkt zwischen den kri­ tischen Drehzahllinien für die drei Schwingungsmoden und die als Kurve B gezeigte Steifigkeitskennlinie ergibt drei kritische Drehzahlkennwerte für das Tragsystem ohne Öldämp­ fer in den Punkten 4, 5 und 6.

In Fig. 6 zeigen die dunklen Pfeile auf den Steifigkeits­ kennwert-Kurven A und B bei einer gegebenen Rotordrehzahl, ob die Strömungsmaschine mit dem Steifigkeitskennwert der Kurve A (Dämpfer) oder der Kurve B (kein Dämpfer) arbeitet. Die Erfahrung hat gezeigt, daß es möglich ist, ein Rotor­ system des in Fig. 2 gezeigten Typs mit einem Dämpfersystem nach Fig. 5A bei Drehzahlen von Leerlaufleistung oder da­ runter (Punkt a) zu betreiben, einen kritischen Drehzahl­ kennwert zu passieren (Punkt 1) und trotzdem genug Dämpfung zu haben, so daß die Dämpfung des Resonanzzustands und die hydrodynamische Steifigkeit, welche aus der Kreisbewegung der Welle resultiert, und die davon begleitete Druckwelle keine übermäßige Schwingung auf die Tragkonstruktion und von dieser aus auf das äußere Gehäuse 42 übertragen. Wenn jedoch die Rotordrehzahl erhöht wird, beginnt die Systemsteifigkeit, in negativer Richtung zuzunehmen (was bedeutet, daß die Kraft in der Richtung der Auslenkung in der radialen Richtung weg von der idealen Mitte wirkt).Die Erfahrung hat gezeigt, daß das Ausmaß an Schwingungsenergie, welches über die Stei­ figkeit des Öls auf das äußere Gehäuse 42 übertragen wird, be­ deutsamer wird. Das kann zum Teil auf die Tatsache zurückzu­ führen sein, daß ein zweiter kritischer Drehzahlkennwert (wie der Punkt 2) näher ist, und zwar als Ergebnis der Ände­ rung der Steifigkeit, und daß deshalb die Rotordrehzahl ebenfalls eine Resonanzfrequenz erreicht und Schwingungen durch die erhöhte Steifigkeit des Ölfilms übertragen werden.

Der Strom von Öl in die Dämpfungskammer wird blockiert (Punkt b), und das Tragsystem verhält sich fast augenblick­ lich, wenn der kreisende Rotor Öl aus der Dämpfungskammer drückt, wie eine Feder nach Fig. 5B - kein Öldämpfer (Punkt c) mit einem Steifigkeitskennwert des Typs, wie er als Kurve B in Fig. 6 gezeigt ist. Das hat zwei vorteilhafte Auswirkun­ gen. Erstens, Schwingungen werden nicht über das hydrodyna­ mische Steifigkeitsverhalten des Ölfilms auf das äußere Gehäuse 82 und von da aus auf das äußere Gehäuse 42 über­ tragen. Zweitens, der Betrieb des Systems in dem Punkt c hat den nächsten kritischen Drehzahlkennwert des Systems von der Betriebsdrehzahl der Rotorwelle weiter weg verlagert. In­ folgedessen werden erhöhte Schwingungen und Amplituden der Auslenkung bei der Resonanzfrequenz der Rotorwelle aufgrund der Annäherung an den, zum Beispiel, kritischen Drehzahl­ kennwert 5, im Vergleich zu Schwingungen und Amplituden ver­ ringert, die aus der Annäherung an den kritischen Drehzahl­ kennwert 2 des Systems nach Fig. 5A, das einen Fluiddämpfer hat, resultieren.

Es zeigt sich, daß eine geringere Schwingungsübertra­ gung auf das äußere Gehäuse 42 wenigstens zwei vor­ teilhafte Auswirkungen hat. Erstens, sie verbessert die Dauerschwingfestigkeit von Bauteilen, die an der Außenseite des Triebwerks befestigt und innerhalb des Triebwerks selbst angeordnet sind und nachteilig beeinflußt werden, wenn sie Schwingungen lange ausgesetzt sind. zweitens, sie eliminiert die Übertragung von Geräusch von dem Triebwerk auf die be­ nachbarte Umgebung, zum Beispiel das Innere eines Flugzeugs oder eines turbinengetriebenen Schiffes, was den Aufent­ halt in einem solchen Fahrzeug aufgrund des niedrigeren Geräuschpegels angenehmer macht.

Fig. 7 veranschaulicht die Abnahme der Schwingungen des Gehäuses 42, die während eines Tests eines Gasturbinentriebwerks bei Verwendung der Erfindung aufgetreten sind. Fig. 7 ist die graphische Darstellung der tatsächlichen Schwingungsbewe­ gung eines Gehäuseflansches in Tausendstel Zoll (25,4 × 10^-3 mm), ge­ messen in horizontaler Richtung, als Funktion der Drehzahl der Hochdruckrotorbaugruppe. Die obere Kurve ist die Spitzen­ bewegung, und die untere Kurve ist der Effektivwert oder quadratische Mittelwert der Bewegung. Es wird angenommen, daß ein kritischer Drehzahlkennwert bei etwa 7700 U/min an­ getroffen wird. Die Bewegung des Gehäuses 42 wird durch das Feder-Dämpfer-System akzeptabel gedämpft, und der Dämpfer bleibt aktiviert, wenn die Drehzahl erhöht wird. Es ist zu erkennen, daß die Schwingungsamplitude in dem Gehäuse 42 stetig zunimmt, wenn die Rotordrehzahl von ungefähr 8400 U/min auf einen Spitzenwert von 9400 U/min ansteigt. An diesem Punkt schließt das Ventil und unterbricht den Strom von Öl zu der Dämpfungskammer. Infolgedessen sind der hydrodynamische Steifigkeitskennwert und der viskose Dämpfungskennwert nicht verfügbar, um Schwingungen von der Rotorwelle auf das äußere Gehäuse 82 der Tragkonstruktion zu übertragen, und die Bewe­ gung des äußeren Gehäuses 42 nimmt beträchtlich ab, und zwar auf einen Wert, der weniger als 60% seines ursprünglichen Maximalwertes be­ trägt.

Dieses Ein/Aus-Dämpfer-Tragsystem kann benutzt werden, um einige oder alle kritischen Drehzahlen aus dem gesamten Dreh­ zahlbereich des Rotors mit einem Fluiddämpfer zu eliminieren, indem die Dämpfer/Tragsystem-Steifigkeit nach Bedarf verän­ dert wird.

Fig. 8A zeigt die Ergebnisse des Betreibens eines Rotortest­ systems, welches den Aufbau eines tatsächlichen Gasturbinen­ triebwerks in einem Zweidrittelmaßstab hat, unter Verwen­ dung eines Feder-Tragsystems nach Fig. 5B. Das System hat kritische Drehzahlkennwerte bei etwa 2000 U/min und 4000 U/min.

Fig. 8B zeigt die Ergebnisse des Arbeitens mit einem Feder- Dämpfersystem nach Fig. 5A. Die Dämpfung reduzierte die Schwingungen bei den niedrigeren kritischen Drehzahlkenn­ werten. Weil das System einen anderen Steifigkeitskennwert hat, erscheint ein kritischer Drehzahlkennwert bei etwa 6500 U/min.

Fig. 8C zeigt die Anordnung, mit der kritische Drehzahlen vermieden werden können (oder auftreten können, wenn die Schwingung akzeptabel ist), indem die Erfindung benutzt wird, um bei einem kritischen Drehzahlkennwert zu arbeiten oder nicht zu arbeiten.

Fig. 8D ist kein tatsächlicher Prüfstandstest, sondern eine Übertragung der Ergebnisse der Tests, die in den Fig. 8A, 8 B und 8 C gezeigt sind, um die Ergebnisse des Gestattens und Blockierens der Strömung zum Vermeiden der kritischen Drehzahlkennwerte des Systems sichtbar zu machen. Die drei Spitzenschwingungen wurden also wesentlich verringert.

Fig. 9 ist eine graphische Darstellung der Wechselwirkung der Rotordrehzahl und der Steifheitskennwerte des Typs, wie er benutzt wird, um die in Fig. 8D gezeigten Ergebnisse zu erreichen. Gemäß der Darstellung in Fig. 9 ist es möglich, eine Strömungsmaschine mit dem System nach Fig. 5A oder Fig. 5B zu betreiben, das aktiviert wird, um drei kritische Drehzahlkennwerte (1, 2 und 3) zu durchlaufen, wenn die kritischen Drehzahlkennwerte jedes dieser beiden Systeme beträchtlich voneinander verschieden sind. Durch Betreiben eines Triebwerks mit dem System nach Fig. 5A oder durch Blockieren des Stroms von Öl und Betreiben mit dem System nach Fig. 5B ist es möglich, niemals direkt irgendeine kritische Drehzahllinie zu durchqueren. Zum Beispiel, wenn dem Öl zu fließen gestattet wird (in den Punkten a, e und i), fällt die kritische Drehzahl, der man sich nähert, schnell unter die Betriebsdrehzahl bei minimalem Ansprechen ab, wenn die sich drehende Welle das Öl aus dem Hohlraum hinaus­ drückt, da die Amplitudenzunahme der Rotorschwingung Zeit und eine koinzidente Erregerdrehzahl erfordert. Ebenso wird, wenn man von dem Punkt c zu dem Punkt d geht, der Ölstrom zu dem Dämpfer blockiert, und die kritische Drehzahl, der man sich nähert, wird vorverlegt. Deshalb können alle kri­ tischen Drehzahlkennwerte vermieden werden, indem der Öl­ strom der Dämpfungskammer zugeführt oder blockiert und das System veranlaßt wird, entweder als ein System nach Fig. 5A oder als ein System nach Fig. 5B zu arbeiten. Das erlaubt Triebwerke mit geringerem Gewicht und höherer Drehzahl ohne schädliche Triebwerksschwingungen. Das Steuern des Ölstroms bringt beträchtliche Kosteneinsparungen in der Entwurfs­ und Entwicklungsphase sowie beim Produktionstest mit sich.

Claims (20)

1. Verfahren zum Betreiben einer Strömungsmaschine, die eine Statorbaugruppe und eine Rotorwelle aufweist, welche sich in der Maschine axial erstreckt und um eine Drehachse mit einer ersten und einer zweiten Drehzahl drehbar ist, wobei die Maschine ein Lager hat, das die Welle erfaßt und durch ein Tragsystem gehalten ist, welches einen Federhalter, der sich in der Maschine erstreckt, um das Lager zu halten, und eine Dämpfungskammer aufweist, die um das Lager angeordnet ist, um Schwingungen in der Welle zu dämpfen, gekennzeichnet durch:
Leiten eines unter Druck stehenden Dämpfungsfluids in die Dämpfungskammer und aus der Dämpfungskammer mit Strömungs­ leistungen, welche sicherstellen, daß der Dämpfer bei der ersten Drehzahl der Welle mit Dämpfungsfluid gefüllt ist, um den Dämpfer zu aktivieren, wobei das Dämpfungsfluid einen Viskositätsdämpfungskennwert hat und Schwingungen in der Welle dämpft und einen Steifigkeitskennwert und Schwingungs­ kräfte von der Welle über das Dämpfungsmedium zu der Stator­ baugruppe überträgt, und
Blockieren des Stroms von Dämpfungsfluid zu der Dämpfungs­ kammer und Gestatten des Stroms aus der Kammer, um den Dämpfer zu inaktivieren, bei der zweiten Drehzahl der Welle, so daß die Dämpfungskammer in derartigem Ausmaß von Dämpfungsfluid frei ist, daß das Dämpfungsfluid kei­ nen Steifigkeitskennwert hat, um Schwingungskräfte von der sich drehenden Welle auf die Statorbaugruppe zu übertragen, und keinen Viskositätsdämpfungskennwert, um die Rotorwelle durch das Dämpfungsmedium zu bedämpfen, wobei das Verfahren des Betreibens des Triebwerks ein Trag­ system schafft, das eine mechanische Feder und einen Vis­ kositätsdämpfer zum Tragen der Welle bei der ersten Drehzahl hat und den Viskositätsdämpfer aus dem Dämpfungssystem bei der zweiten Drehzahl entfernt.

2. Verfahren nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Dämpfungskammer eine Einrichtung hat zum Entleeren der Kammer und daß die Kreisbewegung der Rotorwelle um die Dreh­ achse Dämpfungsmedium aus der Dämpfungskammer hinausdrückt.

3. Verfahren zum Betreiben einer Strömungsmaschine, die ei­ ne Rotorbaugruppe und eine Rotorwelle hat, welche sich axial in der Maschine erstreckt und um eine Drehachse mit einer er­ sten und eine zweiten Drehzahl drehbar ist, wobei die Maschi­ ne eine Tragkonstruktion hat, welche ein Lager aufweist, das die Welle erfaßt, ein nichtdrehbares Gehäuse zum Tragen des Lagers und ein Tragsystem für die Rotorwelle und das Lager, welches eine Feder aufweist, die sich von dem Gehäuse zu der benachbarten Statorkonstruktion erstreckt, und eine Fluid­ dämpfungskammer, die zwischen dem Gehäuse und der benachbar­ ten Statorkonstruktion angeordnet ist, zum Dämpfen von Schwingungen in der Welle, gekennzeichnet durch:
Leiten eines unter Druck stehenden Dämpfungsfluids durch die Statorkonstruktion zu der Dämpfungskammer und aus der Dämpfungskammer mit Strömungsleistungen, die gewährlei­ sten, daß der Dämpfer mit Fluid bei der ersten Drehzahl der Welle gefüllt ist, um den Dämpfer zu aktivieren, wo­ bei das Dämpfungsfluid einen Viskositätsdämpfungskennwert hat und Schwingungen in der Welle dämpft und einen hy­ drodynamischen Steifigkeitskennwert und Schwingungskräf­ te von der Welle über das Dämpfungsfluid auf die Stator­ konstruktion überträgt; und
Blockieren des Stroms von Dämpfungsfluid zu der Däm­ pfungskammer und Gestatten des Stroms aus der Kammer, um den Dämpfer zu inaktivieren, bei der zweiten Drehzahl der Welle, so daß die Dämpfungskammer von Dämpfungsfluid in derartigem Ausmaß frei ist, daß das Fluid keinen hy­ drodynamischen Steifigkeitskennwert zum Übertragen von Schwingungskräften von der sich drehenden Welle auf die Statorkonstruktion und keinen Viskositätsdämpfungskenn­ wert zum Bedämpfen der Rotorwelle durch das Dämpfungs­ fluid hat;
wobei das Verfahren zum Betreiben der Maschine ein Tragsystem mit einer mechanischen Feder und einem Fluiddämpfer zum Tra­ gen der Welle bei der ersten Drehzahl bereitstellt und den Fluiddämpfer aus dem Tragsystem bei der zweiten Drehzahl ent­ fernt.

4. Verfahren nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß der Schritt des Blockierens des Stroms von Dämpfungsfluid zu dem Hohlraum den Schritt beinhaltet, die Drehzahl der Welle zu messen und den Strom von Dämpfungsfluid zu der Dämpfungskam­ mer bei der zweiten Drehzahl abzuschalten, so daß ein Luft­ spalt zwischen dem Gehäuse und der Statorkonstruktion bei der zweiten Drehzahl vorhanden ist.

5. Verfahren nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß der Schritt des Blockierens des Stroms von Dämpfungsfluid zu der Dämpfungskammer den Schritt beinhaltet, die Drehzahl der Wel­ le zu messen durch Unterdrucksetzen des Dämpfungsfluids, das zu der Dämpfungskammer strömt, so daß der Wert des Fluid­ drucks die Drehzahl der Rotorwelle angibt, und den Strom von Dämpfungsfluid zu der Dämpfungskammer aufgrund des Wertes des Druckes in dem Dämpfungsfluid zu blockieren.

6. Verfahren nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß das Triebwerk weiter ein Rückschlagventil mit einem Verschluß­ stück aufweist, das aufgrund des Wertes des Druckes des Dämp­ fungsfluids aus einer offenen in eine geschlossene Stellung bewegbar ist, und daß der Schritt des Blockierens des Stroms von Dämpfungsfluid zu der Dämpfungskammer beinhaltet, unter Druck stehendes Dämpfungsfluid zu dem Rückschlagventil zu leiten, wobei der Druck des Dämpfungsfluids das Verschluß­ stück in die geschlossene Position drückt, wenn die Rotorwel­ le die Rotordrehzahl erreicht, bei der der Strom des Dämp­ fungsfluids zu der Dämpfungskammer blockiert wird.

7. Verfahren nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Statorkonstruktion des Triebwerks weiter ein äußeres Gehäuse aufweist, das radialen Abstand von dem inneren Gehäuse hat, um eine Dämpfungskammer zu bilden, wobei die Statorbaugruppe eine Statorkonstruktion aufweist, die Abstand von dem äußeren Gehäuse hat und das Rückschlagventil trägt, und daß der Schritt des Leitens des Dämpfungsfluids zu dem Dämpfungshohl­ raum den Schritt beinhaltet, das Dämpfungsfluid zu dem Rück­ schlagventil zu leiten und das Dämpfungsfluid von dem Rück­ schlagventil zu der Dämpfungskammer zu leiten.

8. Verfahren nach einem der Ansprüche 4 bis 7, dadurch ge­ kennzeichnet, daß das Triebwerk eine Triebwerkssteuerung auf­ weist, welche die Drehzahl der Welle mißt, und daß die Trieb­ werkssteuerung ein elektrisches Signal zu einem Magnetventil sendet, um das Magnetventil aus der offenen in die geschlos­ sene Position zu bewegen und den Strom von Dämpfungsfluid zu der Dämpfungskammer bei der zweiten Drehzahl der Welle zu blockieren.

9. Verfahren nach einem der Ansprüche 3 bis 8, dadurch ge­ kennzeichnet, daß die drehbare Welle wenigstens zwei Schwin­ gungsmoden über der Betriebsdrehzahl des Triebwerks hat und daß das Tragsystem der Strömungsmaschine einen ersten Stei­ figkeitskennwert bei mit Dämpfungsfluid gefüllter Dämpfungs­ kammer hat, um die Dämpfungskammer zu aktivieren, wobei dem ersten Steifigkeitskennwert kritische Drehzahlkennwerte bei der ersten und der zweiten Schwingungsmode zugeordnet sind, bei denen es sich um den ersten und den zweiten kritischen Drehzahlkennwert der Strömungsmaschine handelt, und daß das Tragsystem der Strömungsmaschine bei inaktivierter Dämpfungs­ kammer einen zweiten Steifigkeitskennwert hat, dem kritische Drehzahlkennwerte bei der ersten und der zweiten Schwingungs­ mode zugeordnet sind, bei denen es sich um den dritten und den vierten kritischen Drehzahlkennwert handelt, und daß, wenn die Drehzahl der Welle von null auf eine normale Be­ triebsdrehzahl der Welle erhöht wird, das Verfahren den Schritt beinhaltet, den Dämpfer zu aktivieren oder den Dämp­ fer zu inaktivieren, um den kritischen Drehzahlkennwert des Tragsystems zu ändern, so daß die Strömungsmaschine niemals auf einem kritischen Drehzahlkennwert für das Tragsystem ar­ beitet.

10. Verfahren nach einem der Ansprüche 3 bis 8, dadurch ge­ kennzeichnet, daß die drehbare Welle wenigstens zwei Schwin­ gungsmoden über der Betriebsdrehzahl des Triebwerks hat, daß das Tragsystem einen ersten Steifigkeitskennwert bei mit Dämpfungsfluid gefüllter Dämpfungskammer hat, um die Dämp­ fungskammer zu aktivieren, wobei dem ersten Steifigkeitskenn­ wert kritische Drehzahlkennwerte bei der ersten und der zwei­ ten Schwingungsmode zugeordnet sind, bei denen es sich um den ersten und den zweiten kritischen Drehzahlkennwert des Trag­ systems handelt, daß das Tragsystem bei inaktivierter Dämp­ fungskammer einen zweiten Steifigkeitskennwert hat, dem kri­ tische Drehzahlkennwerte bei der ersten und der zweiten Schwingungsmode zugeordnet sind, bei denen es sich um den dritten und den vierten kritischen Drehzahlkennwert handelt, und daß, wenn die Drehzahl der Welle von null auf eine norma­ le Betriebsdrehzahl der Welle erhöht wird, das Verfahren den Schritt beinhaltet, den Dämpfer bei dem ersten kritischen Drehzahlkennwert zu aktivieren, um eine viskose Dämpfung der Welle zu bewirken, und den Dämpfer zu inaktivieren, um den kritischen Drehzahlkennwert des Tragsystems zu ändern, so daß die Strömungsmaschine niemals auf dem zweiten, dritten und vierten kritischen Drehzahlkennwert für das Tragsystem arbei­ tet.

11. Strömungsmaschine mit einer Rotorwelle (34) und einer Tragkonstruktion (63) für die Welle, wobei die Rotorwelle (34) mit einer ersten Drehzahl und mit einer zweiten Drehzahl drehbar ist, gekennzeichnet durch:
eine benachbarte Tragkonstruktion (62), die radialen Abstand von der Rotorwelle (34) hat;
ein Teil (64), das um die Welle (34) angeordnet ist, die Welle (34) drehbar trägt und Abstand von der benachbarten Tragkonstruktion (62) hat, so daß zwischen ihnen eine Dämpfungskammer (86) verbleibt;
eine Einrichtung (68) zum flexiblen Abstützen des Teils (64) an der benachbarten Tragkonstruktion (62), welches eine Schwingungsbewegung der Welle (34) aufgrund der Drehung der Welle (34) gestattet;
eine Einrichtung (48, 54, 56, 88, 92) zum Einleiten von Dämpfungsfluid in die Dämpfungskammer (86) bei der ersten Drehzahl der Rotorwelle (34), um einen Fluiddämpfer zum Dämpfen einer Schwingungsbewegung der Rotorwelle (34) zu schaffen, und zum Entfernen von Dämpfungsfluid aus der Dämpfungskammer (86) bei der zweiten Drehzahl der Welle (34), um den Fluiddämpfer der Strömungsmaschine (10) bei der zweiten Drehzahl zu beseitigen.

12. Strömungsmaschine nach Anspruch 11, dadurch gekennzeich­ net, daß sie eine Statorbaugruppe (26) hat und daß die benach­ barte Tragkonstruktion (62) ein Teil der Statorbaugruppe (26) ist.

13. Strömungsmaschine nach Anspruch 12, dadurch gekennzeich­ net, daß das Teil (64) ein nichtdrehbares inneres Gehäuse (64) ist, daß die Strömungsmaschine (10) ein Lager (46) ent­ hält, das zwischen dem inneren Gehäuse (64) und der Rotorwelle (34) angeordnet ist, und daß die benachbarte Tragkonstruktion (62) ein äußeres Gehäuse (82) in radialem Abstand von dem in­ neren Gehäuse (64) aufweist, so daß zwischen ihnen eine ring­ förmige Dämpfungskammer (86) verbleibt.

14. Strömungsmaschine nach einem der Ansprüche 11 bis 13, da­ durch gekennzeichnet, daß die Einrichtung (48, 54, 56, 88, 92) zum Einleiten von Dämpfungsfluid in die Dämpfungskammer (86) und zum Ableiten aus derselben eine Einrichtung (56) auf­ weist zum Einleiten von unter Druck stehendem Dämpfungsfluid in die Dämpfungskammer (86) bei der ersten Rotordrehzahl und zum Blockieren des Stroms von Dämpfungsfluid zu der Dämpfungs­ kammer (86) bei der zweiten Rotordrehzahl und außerdem eine Einrichtung (92) zum Öffnen der Dämpfungskammer (86), so daß eine Schwingungsbewegung der Welle das Dämpfungsfluid aus der Dämpfungskammer (86) hinausdrückt.

15. Strömungsmaschine nach Anspruch 14, dadurch gekennzeich­ net, daß die Einrichtung (48, 54, 56, 88, 92) zum Einleiten von unter Druck stehendem Dämpfungsfluid in die Dämpfungskam­ mer (86) und zum Blockieren des Stroms von unter Druck stehen­ dem dem Dämpfungsfluid zu der Dämpfungskammer eine Pumpe (48) und eine Leitung (54, 88) zwischen der Pumpe (48) und der Dämpfungskammer (86) und außerdem eine Einrichtung (56), wel­ che aufgrund der Rotordrehzahl den Strom durch die Leitung (54, 88) unterbricht, aufweist.

16. Maschine nach Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet, daß die Einrichtung (56) zum Unterbrechen des Stroms in der Leitung (54, 88) ein Ventil ist.

17. Strömungsmaschine mit einer Statorkonstruktion (26) und einer Rotorwelle (34), die sich axial in der Statorkonstruk­ tion (26) um eine Drehachse erstreckt, wobei die Statorkon­ struktion (26) ein Tragsystem (62) aufweist zum Tragen eines Lagers (46), welches die Welle (34) erfaßt, wobei die Welle (34) mit einer ersten Drehzahl und mit einer zweiten Drehzahl, welche größer als die erste Drehzahl ist, unter Betriebsbedin­ gungen drehbar ist, gekennzeichnet durch:
ein nichtdrehbares inneres Gehäuse (64), welches die drehbaren Bauteile (72, 74) des Lagers (46) trägt, wobei das innere Gehäuse (64) eine zylindrische Oberfläche (78) hat, die nach außen gewandt ist;
ein nichtdrehbares äußeres Gehäuse (82), welches eine zylindrische Oberfläche (84) hat, die nach innen gewandt ist und radialen Abstand von der Oberfläche (78) des in­ neren Gehäuses (64) hat, so daß eine Kammer (86) für Dämpfungsfluid zwischen denselben verbleibt, wobei das äußere Gehäuse (82) wenigstens eine Einlaßleitung (54, 88) zur Zufuhr von Dämpfungsfluid zu der Kammer (86) hat; eine Feder (68), die an dem äußeren Gehäuse (82) und an dem inneren Gehäuse (64) befestigt ist, zum Abstützen des inneren Gehäuses (64) an dem äußeren Gehäuse (82);
eine Einrichtung (48) zur Zufuhr von unter Druck stehen­ dem Dämpfungsfluid zu jeder Einlaßleitung (54, 88) bei einem ersten Druckwert bei der ersten Drehzahl und bei einem zweiten Druckwert, der größer als der erste Druck­ wert ist, bei der zweiten Drehzahl;
eine Rückschlagventilvorrichtung (56), die auf den Druck des Dämpfungsfluids anspricht, stromaufwärts der Kammer (86) angeordnet ist und den Strom des Dämpfungsfluids zu der Kammer (86) bei dem ersten Druck gestattet und den Strom des Dämpfungsfluids zu der Kammer (86) bei dem zweiten Druck nicht gestattet;
wobei die Strömungsmaschine (10) weiter eine Einrichtung (92) aufweist zum Ablassen von Dämpfungsfluid aus der Dämpfungskammer (86), wodurch die Strömungsmaschine (10) bei der ersten Drehzahl einen Fluiddämpfer (70) zum Dämpfen von Schwingungen der Welle (34) und einen ersten Steifig­ keitskennwert hat, welcher die mechanische Steifigkeit der Feder (68) und die hydrodynamische Steifigkeit des Dämpfungsfluids umfaßt, und bei der zweiten Drehzahl kei­ nen Fluiddämpfer (70) und einen zweiten Steifigkeitskenn­ wert hat, der die mechanische Steifigkeit der Feder (68) und nicht die hydrodynamische Steifigkeit des Dämpfungs­ fluids umfaßt, um die Übertragung von Kräften aufgrund der Schwingungen der Rotorwelle (34) über die Steifigkeit des Dämpfungsfluids auf das äußere Gehäuse (82) zu vermeiden.

18. Strömungsmaschine nach Anspruch 17, dadurch gekennzeichnet, daß sie zwei axialen Abstand aufweisende Ringdichtungen (90) hat, die sich zwischen dem inneren Gehäuse (64) und dem äuße­ ren Gehäuse (82) erstrecken, um die Dämpfungskammer (86) re­ lativ fluiddicht zu machen, welche aber das Entweichen von Dämpfungsfluid gestatten, um eine Einrichtung zu schaffen zum Ablassen von Dämpfungsfluid aus der Dämpfungskammer (86).

19. Strömungsmaschine nach Anspruch 18, dadurch gekennzeich­ net, daß die Einrichtung zum Ablassen von Dämpfungsfluid aus der Dämpfungskammer (86) wenigstens eine Auslaßleitung (92) in dem äußeren Gehäuse (82) zum Abgeben von Dämpfungsfluid aus der Dämpfungskammer (86) aufweist.

20. Strömungsmaschine nach einem der Ansprüche 17 bis 19, dadurch gekennzeichnet, daß die Welle (34) mit einer dritten Drehzahl betrieben werden kann, die größer als die zweite Drehzahl ist, daß die Einrichtung (48) zur Zufuhr von unter Druck stehendem Dämpfungsfluid in der Lage ist, das Dämpfungsfluid mit einem dritten Druckwert zuzuführen, der größer als der zweite Druck­ wert ist, und daß die Rückschlagventilvorichtung (56) ein zweites Rückschlagventil parallel zu dem ersten Rückschlag­ ventil aufweist, um den Strom von Dämpfungsfluid zu dem Dämp­ fer bei dem dritten Druckwert zu gestatten.