DE3940606A1 - Profiliertes gleitlager - Google Patents

Description

Die Erfindung bezieht sich auf eine verbesserte Lagerkon­ struktion und betrifft insbesondere das Profilieren der La­ gerfläche, um die Biegung des Rotors unter starken Bela­ stungen zu kompensieren.

Viele Industrie- und Schiffs- oder Bordgetriebe erfordern Konstruktionen, die ein geringes Gewicht und eine geringe Größe haben, obgleich die übertragene Leistung sehr hoch ist. Beispielsweise müssen Schiffsgetriebe häufig in der Größe und im Gewicht reduziert werden, um sie dem ange­ strebten Schiffsgewicht sowie dem verfügbaren Maschinenraum anzupassen. Während es sich bei Schiffsgetrieben, wie im folgenden beschrieben, im allgemeinen um Drehzahlunterset­ zer handelt, handelt es sich bei Industriegetrieben entwe­ der um Drehzahluntersetzer oder um Drehzahlübersetzer. Bei Schiffsvortriebszwecken ist das Getriebe zur Drehzahlunter­ setzung vorgesehen, d.h. zum Reduzieren der Drehzahl der relativ schnell laufenden Schiffsmaschine, um die Schiffs­ propeller mit viel niedrigeren Drehzahlen zu drehen. ln solchen Fällen werden üblicherweise über 25000 Wellenpfer­ destärken (WPS) übertragen, wobei die Eingangsdrehzahl in der Größenordnung von 3000U/min und die reduzierte Propel­ lerdrehzahl bei etwa 125U/min liegen kann. Jedes Ritzel und Zahnrad in dem Getriebezug ist auf zwei mit Weißmetall oder, allgemeiner, mit Lagermetall ausgegossenen Gleitla­ gern gelagert.

Die Verringerungen der Größe und des Gewichts des Getriebe­ zuges oder des Getriebes vergrößern die Belastungsdichte an den Getriebeelementen, was zu kleineren Rotordurchmessern und erhöhter Flächenbelastung sowie zu höheren Lagerbe­ triebsdrücken führt. Kontaktspannungen in der Größenordnung von 482 MPa (70 000 psi oder pounds per square inch) und Biegespannungen in der Größenordnung von 206 MPa (30 000 psi) treten auf. Während des Betriebes erfahren solche Ro­ toren verstärkte Durchbiegungen aufgrund der verringerten Biegeträgheit des Querschnittes des Rotors und der höheren Belastung der Zahnradstirnfläche. Die größeren Durchbiegun­ gen über der Länge der Gleitlager führen zu verringerten Betriebsölfilmdicken an dem Rand des Lagers, welcher der Rotorstirnfläche am nächsten ist.

Eine Methode zum Kompensieren der sich ergebenden Rotornei­ gung über der Lagerfläche und zum Erzielen einer ausrei­ chenden Filmdicke besteht darin, Kippsegmentgleitlager zu benutzen, welche sich mit der Biegelinie des Rotors selbst ausrichten. Kippsegmente vergrößern jedoch die Komplexität und die Kosten des Getriebes und verursachen höhere Lei­ stungsverluste, wodurch der Gesamtwirkungsgrad der Maschine verringert wird. Es ist demgemäß erwünscht, die Durchbie­ gungen zu kompensieren, ohne Kippsegmente zu benutzen.

Außerdem ist es erwünscht, die Möglichkeit zu haben, die Rotorbiegung bei einer Anzahl von verschiedenen Typen von Lagern wie Drucknutlagern, dreibogigen Lagern und ellipti­ schen Lagern, welche in Untersetzungsgetrieben häufig in demselben Getriebesatz benutzt werden, zu kompensieren.

Es ist demgemäß Aufgabe der Erfindung, ein verbessertes Gleitlager zu schaffen, um die Rotorbiegung zu kompensieren und eine ausreichende Ölfilmdicke während des Betriebes zu erzielen.

Weiter soll durch die Erfindung ein verbessertes Gleitlager geschaffen werden, das so profiliert ist, daß während des Betriebes die Rotorbiegung kompensiert und eine ausrei­ chende Ölfilmdicke erzielt wird.

Ferner soll durch die Erfindung ein verbessertes Gleitlager geschaffen werden, welches einen Lagerzapfen mit festem Bo­ gen aufweist, um eine ausreichende Filmdicke während des Betriebes bei einer Anzahl von unterschiedlichen Typen von Lagern zu erzielen.

Zur Lösung dieser Aufgabenstellung wird ein verbessertes Gleitlager zur Verwendung bei einem Getriebe geschaffen, welches einer Belastung ausgesetzt ist, die ausreicht, um den Rotor des Getriebes zu biegen, der durch das Lager drehbar abgestützt ist. Die Biegung hat einen nachteiligen Einfluß auf die Filmdicke zwischen dem Rotor und dem Weiß­ metall- oder Lagermetallfutter innerhalb der Lagerschale. Zum Aufrechterhalten einer akzeptablen Mindestölfilmdicke über dem Belastungsprofil des Rotors ist die Lagerbohrung längs der Achse des Lagers und des Rotors profiliert, um sie der Biegelinie des Rotors unter Belastung anzupassen. Eine geradlinige Kontur auf ungefähr der Hälfte der axialen Länge des Lagers ist für viele Lager über dem Belastungs­ profil des Rotors geeignet.

Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung wird im folgenden un­ ter Bezugnahme auf die Zeichnungen näher beschrieben. Es zeigt

Fig. 1 ein vereinfachtes Schema einer Untersetzungsgetriebevorrichtung, bei der die Erfindung brauchbar ist,

Fig. 2 ein Diagramm, das in etwas übertriebe­ ner Form die Auswirkungen der Rotor­ biegung auf ein Gleitlager zeigt und beim Verständnis der Erfindung hilf­ reich ist,

Fig. 3 eine Zeichnung, welche die Belastungs­ beziehungen in einem Getriebeelement veranschaulicht und beim Verständnis der Erfindung hilfreich ist,

Fig. 4 eine Lagerbohrung nach der Erfindung,

und

Fig. 5 eine Tabelle, die das Verständnis der Erfindung erleichtert.

Fig. 1 zeigt eine vereinfachte Schiffsuntersetzungsgetrie­ bevorrichtung. Gemäß Fig. 1 sind die Schiffsturbinen 1 und 31, bei denen es sich um relativ schnellaufende Gasturbinen handeln kann, über Antriebswellen 2 bzw. 32, Turbinenkupp­ lungen 3 bzw. 33, ein erster Untersetzungsgetriebe 4 bzw. 34 und ein zweites Untersetzungsgetriebe 5 bzw. 35 mit dem Propeller 7 verbunden, um diesen mit hoher Ausgangsleistung und niedrigerer Drehzahl anzutreiben. Eine ähnliche Gruppe von Maschinen, Getrieben und Antrieben würde für den ande­ ren Propeller (nicht dargestellt) des Schiffes benutzt. Das erste Untersetzungsgetriebe 4 weist Untersetzungszahnräder 8 und ein Untersetzungsritzel 9 auf, wogegen das Unterset­ zungsgetriebe 34 Untersetzungszahnräder 38 und ein Unter­ setzungsritzel 39 aufweist. Das zweite Untersetzungsge­ triebe 5 enthält Untersetzungsritzel 41 und 42, wogegen das zweite Untersetzungsgetriebe 35 Untersetzungsritzel 46 und 47 enthält. Die Drehrichtung der Antriebswellen 2 und 32, der Zahnräder und Ritzel der Untersetzungsgetriebe 4 und 34, 5 und 35, der Propellerwelle 6 und des Propellers 7 sind durch Pfeile in Fig. 1 gezeigt. Wegen der extrem star­ ken Belastung der Untersetzungsgetriebe 4, 34 und 5, 35 und wegen der Forderung an Schiffsgetriebe, die Größe und das Gewicht auf einem Minimum zu halten, um sie dem vorhandenen Raum an Bord des Schiffes und den Gewichtserfordernissen anzupassen, kommt es in den Rotorwellen der verschiedenen Zahnräder und Ritzel des Untersetzungsgetriebes zur Bie­ gung. Die Gleitlager, welche jedes Ende der verschiedenen Zahnräder und Ritzel tragen, werden durch diese Biegung der Rotorwellen, die ausführlicher in Verbindung mit Fig. 2 be­ schrieben wird, nachteilig beeinflußt, und infolgedessen werden Gleitlager des in Fig. 3 gezeigten Typs in der Un­ tersetzungsgetriebevorrichtung nach Fig. 1 gemäß der Erfin­ dung benutzt.

Im Stand der Technik, der in Fig. 2 gezeigt ist, ist die Welle oder der Rotor 10 eines Zahnrades wie des Unterset­ zungszahnrades 8 in Fig. 1 an jedem Ende durch ein Lager 11 drehbar gelagert. Das Lager 11 hat eine Lagerschale 12 und ein Weißmetall- oder Lagermetallfutter 13, das zwischen der Lagerschale und dem Rotor angeordnet ist. Die Lagermetalle­ gierung 13 dehnt den Betriebsbereich des Lagers sehr aus. Die starke Belastung des Rotors bewirkt jedoch, daß dieser sich verbiegt, so daß der Teil 15 von dem unteren linken Ende 17 des Lagers 11, welchem er benachbart ist, weiter entfernt ist als der Teil 16, der dem unteren rechten Ende 18 des Lagers 11 benachbart ist. Das bedeutet, der Rotor hat sich links um den Winkel 19 nach oben gebogen, der in Fig. 2 aus Darstellungsgründen etwas übertrieben groß dar­ gestellt ist. Dadurch ist die Lagerfläche oder die Mindest­ filmdicke 21 zwischen dem Rotor 10 und dem Lagermetallfut­ ter 13 am unteren rechten Ende 18 des Rotors verkleinert worden. Zum Beseitigen dieser nachteiligen Auswirkungen vergrößert die Erfindung die Mindestfilmdicke und sorgt für ausreichende Filmdicken während des Betriebes.

Zuerst wird die Biegelinie des Rotors 10 ermittelt. Der Ro­ tor 10 wird im Modell als ein einfach abgestützter Balken mit einer gleichmäßig verteilten Belastung über der Fläche nachgebildet, wie es in Fig. 3 gezeigt ist.

Gemäß der Darstellung in Fig. 3 ist der Rotor 10 in der Mittellinie 20 des linken Lagers 11 abgestützt, das schema­ tisch als ein Hebelstützpunkt dargestellt ist, und außerdem ist er in der Mittellinie 21 des rechten Lagers 22 abge­ stützt, das ebenfalls schematisch als ein Hebelstützpunkt dargestellt ist. Die Belastung, die auf den Rotor als Er­ gebnis der Kraftübertragung ausgeübt wird, ist schematisch als eine gleichmäßig verteilte Belastung gezeigt, die durch Pfeile dargestellt ist. Die Neigung des Lagerzapfenteils 24 des Rotors 10 innerhalb des Lagers 11 kann durch Berechnen der Zapfenbiegung an jedem Ende des Lagers und Dividieren durch die Lagerlänge gefunden werden. Das ergibt sich aus der vierten Ableitung der Verlagerung, die üblicherweise folgendermaßen ausgedrückt wird:

wobei:
w ist die verteilte Scherung längs eines Balkenabschnitts (Pfund/Zoll)
x ist die Strecke längs eines Balkenabschnitts (Zoll)
E ist der Elastizitätsmodul des Balkens (Pfund/Zoll²)
y ist die Querverlagerung der neutralen Achse des Balkens (Zoll)
I ist das Flächenträgheitsmoment des Balkenquerschnitts in bezug auf eine Querachse durch die neutrale Achse (Zoll)
vgl. Strength of Materials, 3. Auflage, Timoshenko (D. Van Nostrand: New York, 1930), Seite 140.

Die passende Gleichung wird für die definierten Grenzbedin­ gungen und Änderungen in den Querschnitten geschrieben. Auf diese Weise kann ein Biegemodell des Rotors konstruiert werden und können die Biegungen in jedem Punkt längs des Balkens ermittelt werden.

Nachdem die Neigung bestimmt worden ist, können bei bekann­ ter Lagerzapfendrehzahl, Lagerbelastung, Lagergeometrie und bekannten Ölkenndaten die Filmdicke und der effektive Druckmittelpunkt über der Länge des Lagers berechnet wer­ den. Die Ölfilmdicke und der Druck lassen sich durch eine Lösung der Reynolds-Gleichung nach dem Prinzip der finiten Differenz finden, vgl. die Erläuterung in Bearing Design and Application von Donald F. Wilcock und E. Richard Booser (Mc Graw-Hill: New York, 1957) S. 195:

wobei:
h Ölfilmdicke an der Stelle z, x
p Olfilmdruck an der Stelle z, x
U Lagerzapfengeschwindigkeit
μ = Koeffizient der absoluten Viskosität
x = Referenzkoordinatensystem
z = Referenzkoordinatensystem

Nachdem die Lösung der Reynolds-Gleichung in verschiedenen Punkten der Länge und dem Umfang des Lagers gefunden worden ist, kann der Druckmittelpunkt oder-angriffspunkt ermittelt werden durch Berechnen der axialen Schwerpunktsmittellinie des bekannten Druckprofils. Unter Verwendung dieses berech­ neten effektiven Druckmittelpunkts wird das Biegemodell er­ neut ausgewertet, und kann eine neue Neigung in dem Lager 11 berechnet werden. Das Berechnungsverfahren wird ite­ riert, bis eine Lösung des Rotorbiegemodells und des hydro­ dynamischen Druckmittelpunkts zusammenfallen. Die tatsäch­ liche Filmdicke in jedem Punkt in dem Lagerzapfen kann nun berechnet werden. Die Mindestdicke wird an dem inneren Rand des Lagerzapfens sein, welcher der Rotorstirnfläche 27 be­ nachbart ist.

Zum Kompensieren des Biegeproblems kann die Bohrung des La­ gers 11 in irgendeinem bestimmten Ausmaß über einem ausge­ wählten Teil der Lagerlänge profiliert werden, um sie der Rotorbiegung anzupassen und eine akzeptable oder erwünschte Mindestfilmdicke zu schaffen. Eine solche Konfiguration ist in Fig. 4 gezeigt.

Gemäß der Darstellung in Fig. 4 ist das Lagermetallfutter 13 über der rechten Hälfte seiner Länge 28 gleichmäßig und linear profiliert worden, so daß die Lagerbohrung der Ro­ torbiegelinie über der Hälfte ihrer Länge angepaßt ist, d.h. der Winkel des Profils 28 relativ zu der Lagerschale 12 ist im wesentlichen gleich dem Biegewinkel 19 des Rotors 10. Das Profil 28 kann sich über einen annehmbaren Bereich von beispielsweise 1/4 der Lagerlänge L bis zur vollen Länge L erstrecken. Ein gleichmäßiges geradliniges Profil hat sich als zufriedenstellend erwiesen, so daß die Zunahme des Lagerspiels gemäß folgender Beziehung linear verändert worden ist:

C = 2 bx + Cl

wobei:
b = gewünschtes Profil
C = Lagerdiametralspiel
Cl = nominelles Diametralspiel am Anfang des Profils
x = axiale Strecke ab dem Profilanfang

Fig. 4 zeigt zwar ein geradliniges Profil des Lagermetall­ futters 13, die Erfindung beschränkt sich jedoch nicht auf ein geradliniges Profil. Es können zwar andere geometrische Formen wie z.B. eine sich elliptisch verändernde Oberfläche über der axialen Länge des Lagers benutzt werden, das ge­ radlinige Profil wurde jedoch benutzt, weil es relativ ein­ fach herstellbar ist.

Die Vorteile, die durch das profilierte Lager nach Fig. 4 im Vergleich zu dem herkömmlichen Lager nach Fig. 2 erzielt werden, sind als Beispiel in der Tabelle in Fig. 5 angege­ ben, welche zwei repräsentative Konstruktionen veranschau­ licht, um die Vorteile zu demonstrieren, die sich aus der Lagerprofilierung nach der Erfindung ergeben. In Fig. 5 sind Lagerzapfenneigungen von 0,00 mm/mm (0,00 Zoll/Zoll) und 0,004 mm/mm (0,004 Zoll/Zoll) gezeigt. Das erste Bei­ spiel oder die erste Spalte beschreibt ein Lager mit einer Lagerzapfenneigung von 0,000 mm/mm (0,000 Zoll/Zoll), d.h. es handelt sich um das Lager nach Fig. 2. Das zweite und das dritte Beispiel oder die zweite und die dritte Spalte beschreiben ein profiliertes Lager des in Fig. 3 gezeigten Typs. In allen drei Fällen sind die Lagerzapfendrehzahl (1000 U/min), die Lagerzapfenbelastung (22 680 kp oder 50000 pounds), der Lagerzapfendurchmesser (304,8 mm oder 12,00 Zoll), das Lagerdiametralspiel (0,305 mm oder 0,012 Zoll) und die Lagerzapfenlänge (254 mm oder 10,00 Zoll) diesel­ ben. Jedoch ist in dem Beispiel 1 zu erkennen, daß bei ei­ ner Rotorzapfenneigung von 0,00 mm/mm (0,00 Zoll/Zoll), was keine Biegung des Rotors bedeutet, die Mindestfilmdicke 40,1 Mikrometer (1,579 mils) beträgt, was akzeptabel ist. Bei einer Rotorzapfenneigung von 0,004 mm/mm (0,004 Zoll/Zoll) fällt jedoch die Mindestfilmdicke auf einen un­ erwünschten Wert von 2,92 Mikrometer (0,115 mils). Das ist im Kontrast mit dem profilgebohrten Lager gemäß der Erfin­ dung zu betrachten, wo in dem Beispiel 2 bei einer Profil­ neigung von 0,004 mm/mm (0,004 Zoll/Zoll) auf 152,4 mm (6,00 Zoll) der 254 mm (10,00 Zoll) des Zapfens die Min­ destfilmdicke 26,3 Mikrometer (1,036 mils) bei 0,000 mm (0,000 Zoll/Zoll) der Rotorzapfenneigung, d.h. ohne Bie­ gung, beträgt, was ein sehr akzeptabler Wert ist, und die Mindestfilmdicke 31,06 Mikrometer (1,223 mils) bei einer Rotorzapfenneigung von 0,004 mm/mm (0,004 Zoll/Zoll) be­ trägt. Letzteres ist mit der Mindestfilmdicke von 2,92 Mi­ krometer (0,115 mils) bei dem geradegebohrten Lager des Beispiels 1 zu vergleichen. Die Verbesserung ist besser als 10:1. In dem Beispiel 3, wo die Profilneigung von 0,004) mm/mm (0,004 Zoll/Zoll) für die gesamten 254 mm (10,00 Zoll) der Lagerzapfenlänge gilt, beträgt die Mindestfilm­ dicke nur 1,78 mm (0,070 Zoll) für die bei keiner Biegung vorhandene Rotorzapfenneigung von 0,00 mm/mm (0,00 Zoll/Zoll), aber 32,56 Mikrometer (1,282 mils) bei einer Rotorzapfenneigung von 0,004 mm/mm (0,004 Zoll/Zoll).

Tabelle 1 zeigt, daß das geradegebohrte Lager gemäß dem Beispiel 1 eine unakzeptable Filmdicke hat, wenn es einer Zapfenneigung von 0,004 mm/mm (0,004 Zoll/Zoll) ausgesetzt ist. Das konturgebohrte Lager, und zwar sowohl das mit dem Profil auf 152,4 mm (6,00 Zoll) gemäß Beispiel 2 als auch das mit dem Profil auf den vollen 254 mm (10,00 Zoll) gemäß Beispiel 3 sind akzeptabel, bei einer Mindestfilmdicke von über 25,4 Mikrometer (1 mil).

Bei dem Rotorzapfenneigungszustand von 0,00 mm/mm (0,00 Zoll/Zoll) bildet das geradegebohrte Lager die größte Film­ dicke, wie vorauszusehen, wogegen die 60-Prozent-Profilie­ rung des Beispiels 2 eine gewisse Leistungsverschlechterung zeigt und das voll profilgebohrte Lager des Beispiels 3 eine unakzeptable Konstruktion mit beträchtlich weniger als 25,4 Mikrometer (1 mil) Mindestfilmdicke ist.

Somit ist das 60-Prozent-Profil von Haus aus hinsichtlich des Erzielens einer ausreichenden Filmdicke über einer Vielzahl von Belastungsbereichen vielseitiger und für Ein­ baufehler toleranter, die zu Fehlern in der Zapfenneigung führen könnten. Ein Profil auf etwa 50 Prozent kann hin­ sichtlich des Erzielens von ausreichender Filmdicke über einer Vielzahl von Belastungsbereichen, wie sie in Schiffs­ antriebsgetrieben angetroffen werden, sogar noch vielseiti­ ger sein. Andererseits ist das volle Profil für industri­ elle Zwecke besser geeignet, wo die Drehzahl und die Bela­ stung üblicherweise auf dem vollen Nennwert gehalten wer­ den.

Die endgültige Bestimmung der Größe der Länge des Profils für einen besonderen Verwendungszweck ist hauptsächlich von einer detaillierten Auswertung des Betriebsprofils abhängig, da es die Lagerfilmkenndaten beeinflußt, sowie von Fertigungstoleranzen und von der Auslegung der Tragkon­ struktion. Es scheint keine praktische obere Grenze für das Ausmaß des Profils zu geben, das in die Lagerbohrung ma­ schinell eingearbeitet werden kann, weshalb in diesem Fall die Biegespannung in der Welle zu dem begrenzenden Faktor wird. Ebenso gibt es keinen unteren Grenzwert für das Aus­ maß der erforderlichen Profilierung, da kleine Werte nahe­ legen, daß ein geradegebohrtes Lager wahrscheinlich am ge­ eignetsten wäre, um die notwendige Mindestfilmdicke zu ent­ wickeln.

Claims (9)

1. Gleitlager zur Verwendung in geschmierten Getriebezügen unter Belastungen, die ausreichen, um den Rotor zu biegen, der in dem Lager drehbar abgestützt ist, gekennzeichnet durch:
eine Lagerschale (12);
ein Lagermetallfutter (13), das in der Lagerschale (12) ge­ halten und zwischen der Lagerschale (12) und dem Rotor (10) angeordnet ist, wobei ein Teil des Lagermetallfutters (13) in einer Richtung längs der Achse des Rotors (10) und des Lagers (11) profiliert ist, um ihn dem Profil des belasteten Rotors (10) besser anzupassen, wobei die Neigung und die Länge des Profils (28) ausreichen, um eine akzeptable Mindestschmierfilmdicke des Lagers (11) mit dem Rotor (10) über dem Belastungsprofil des Rotors (10) aufrechtzuerhalten.

2. Gleitlager nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der genannte Teil des Lagermetallfutters (13) dem Teil des Rotors (10) benachbart ist, welcher der Belastung ausge­ setzt ist, wobei sich die Mindestdicke unmittelbar benach­ bart zu dem genannten Teil des Rotors (10) befindet.

3. Gleitlager nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß der genannte Teil des Gleitlagerfutters (13) ungefähr die Hälfte der axialen Länge des Lagermetallfutters (13) aus­ macht.

4. Gleitlager nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Mindestfilmdicke auf einem Wert von mehr als 12,7 Mi­ krometer (one half mil) gehalten wird.

5. Gleitlager nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß das Profil (28) eine gerade Linie über der axialen Länge des Lagers (11) ist.

6. Gleitlager nach Anspruch 4 oder 5, dadurch gekennzeich­ net, daß die Neigung des Profils (28) des Lagermetallfut­ ters (13) ungefähr 0,004 mm/mm (0,004 Zoll pro Zoll) be­ trägt.

7. Gleitlager nach Anspruch 2, das zur Verwendung in Ge­ triebezügen vorgesehen ist, die im allgemeinen unter voller Belastung laufen, dadurch gekennzeichnet, daß der genannte Teil des Gleitlagerfutters (13) im wesentlichen die gesamte axiale Länge des Lagers (11) ausmacht.

8. Gleitlager nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch ge­ kennzeichnet, daß die Neigung des Profils (28) relativ zu der Lagerschale (12) im wesentlichen gleich dem Biegewinkel (19) des Rotors (10) ist.

9. Gleitlager nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch ge­ kennzeichnet, daß das Profil (28) bestimmt wird durch Be­ stimmen der Neigung des Zapfenteils des Rotors (10) inner­ halb des Lagers (11) und daß die Ölfilmdicke berechnet wird durch Lösen der Reynolds-Gleichung nach der Methode der fi­ niten Differenzen.