DE4110317A1

DE4110317A1 - Schubkraftkompensationsvorrichtung mit verbesserter hydraulikdruckempfindlicher abgleicheinrichtung

Info

Publication number: DE4110317A1
Application number: DE4110317A
Authority: DE
Inventors: Adam Nelson Pope
Original assignee: General Electric Co
Current assignee: General Electric Co
Priority date: 1990-04-03
Filing date: 1991-03-28
Publication date: 1991-10-10
Also published as: ITMI910922A1; ITMI910922A0; IT1246923B; GB9106595D0; GB2242943A; JPH0696967B2; JPH04252804A; FR2660368A1; CA2034460A1; US5102295A

Description

Die Erfindung bezieht sich allgemein auf Gasturbinentrieb werke und betrifft insbesondere eine verbesserte hydraulik druckempfindliche Abgleicheinrichtung zum Aufrechterhalten von Parallelität zwischen relativdrehbaren, auf einem Fluidfilm gleitenden Oberflächen einer Axialschubkraftkom pensationsvorrichtung.

Querverweis auf verwandte Anmeldungen

Hierdurch wird auf folgende anhängige DE-Patentanmeldungen verwiesen, die sich auf verwandte Gegenstände beziehen, die Priorität der angegebenen US-Patentanmeldungen beanspruchen und auf den Namen der Anmelderin der vorliegenden Erfindung lauten:

1. P 36 14 157.7 (DE-Anwaltsakte 9823.7) und P 33 38 456.9 (DE-Anwaltsakte 12 982.8), "Gegenläufige Arbeitsturbine", Erfinder Kenneth O. Johnson, US Serial No. 071 594, vom 10. Juli 1987, eine Fortsetzungsanmeldung der Anmeldung Serial No. 7 28 466, angemeldet am 1. Mai 1985, nun aufgegeben, die eine Teilfortsetzung der Anmeldung Serial No. 4 37 923, ange meldet am 1. November 1982, nun aufgegeben, war.
2. P .. .. ....., "Zwischenstufendichtungsanordnung für Schaufelstufen von gegenläufigen Turbinentriebwerksro toren", Erfinder Przytulski et al., US Serial No. ....... (US-Anwaltsakte: 13DV-9441, DE-Anwaltsakte 12 979.3), und gleichzeitig hiermit angemeldet.
3. P .. .. .....,"Turbinenlaufschaufelaußenendbefesti gungsvorrichtung", Erfinder Przytulski et al., US Se rial No. ........ (US-Anwaltsakte: 13DV-9486, DE-An waltsakte 12 982.8), und gleichzeitig hiermit angemel det.
4. P .. .. ....., "Turbinenlaufschaufelinnenendbefesti gungsvorrichtung", Erfinder Przytulski et al., US Se rial No. ........ (US-Anwaltsakte: 13DV-9522, DE-An waltsakte 12 981.7), und gleichzeitig hiermit angemel det.
5. P .. .. ....., "Thermisch abgestimmte Drehlabyrinth dichtung mit aktiver Dichtspaltsteuerung", Erfinder Starling, US Serial No....... (US-Anwaltsakte 13DV 9401, DE-Anwaltsakte...... ), und gleichzeitig hiermit angemeldet.

Gasturbinentriebwerke weisen im allgemeinen einen Gasgene rator auf, der einen Verdichter zum Verdichten von durch das Triebwerk nach hinten strömender Luft, eine Brennkam mer, in welcher Brennstoff mit der verdichteten Luft ver mischt und gezündet wird, um einen Gasstrom hoher Energie zu bilden, und eine Turbine hat, die durch den Gasstrom an getrieben wird und mit einem Rotor verbunden ist, um diesen anzutreiben, welcher seinerseits den Verdichter antreibt. Viele Triebwerke weisen weiter eine zweite Turbine auf, be kannt als Arbeitsturbine, die hinter dem Gasgenerator ange ordnet ist und dem Gasstrom Energie entnimmt, um eine um laufende Belastung mit verstellbaren Blättern anzutreiben, wie sie sich in der Vortriebsvorrichtung von Hubschraubern, in Zweikreis-TL- oder -Turbofan-Triebwerken sowie in Turbo prop-Triebwerken findet.

Eine aus jüngster Zeit stammende Verbesserung gegenüber den Turbofan- und Turboprop-Triebwerken ist ein mantelloses Ge bläse- oder Fantriebwerk, wie es in den oben im Querverweis unter Ziffer 1 aufgeführten Anmeldungen offenbart ist. Bei dem mantellosen Fantriebwerk enthält die Arbeitsturbine ge genläufige Rotoren mit Turbinenlaufschaufeln, die gegenläu fige Schaufelstufen bilden, welche auf entsprechende Weise die Blätter des mantellosen Pan antreiben, die in bezug auf die Arbeitsturbine radial angeordnet sind. Die Fanblätter des mantellosen Fantriebwerks sind verstellbare Blätter, damit eine optimale Leistung erzielbar ist. Während des Be triebes kann der Brennstoffausnutzungsgrad des Triebwerks gesteigert werden, indem der Einstellwinkel der Blätter so verändert wird, daß er den spezifischen Betriebsbedingungen entspricht.

In dem mantellosen Fantriebwerk werden wie in vielen ande ren Arten von Triebwerken große Axialkräfte an den Rotoren durch Reaktion von deren Turbinenlaufschaufeln auf an die sen auftretende Druckabfälle erzeugt. Kugeldruck- oder -axiallager zwischen einer stationären Triebwerksstruktur und dem äußeren Rotor sowie zwischen dem äußeren und dem inneren Rotor werden benutzt, um eine axiale Verlagerung der Rotoren zu verhindern. Die maximalen Belastungsgrenz werte der Kugeldrucklager sind jedoch üblicherweise kleiner als die Größe der Axialschubkraft, welche durch die Lauf schaufeln erzeugt wird.

Eine Labyrinthgasdichtung, die in dem mantellosen Fantrieb werk benutzt wird, um eine Leckage der unter Druck stehen den Gasströmung nach außerhalb des Strömungsweges zwischen den Rotoren und die damit verbundene Reduktion der Trieb werksleistung zu minimieren, wird auch benutzt, um die zu sätzliche Axialkraft aufzunehmen, die über dem maximal zu lässigen Wert für die Kugeldrucklager liegt, und die Lager zu schützen. Die Labyrinthdichtung ist jedoch eine Dichtung großen Durchmessers, die ein relativ großes radiales Spiel haben muß, um unterschiedliches thermisches Wachstum zwi schen einander gegenüberliegenden Bestandteilen der Dich tung zuzulassen. Das große Spiel bringt eine große Lei stungseinbuße für das Triebwerk mit sich, die sich bei spielsweise einem Verlust von einem Prozent Leistung nähern kann, und zwar wegen der relativ großen Leckage und dem da mit verbundenen Energieverlust durch die Dichtung.

Eine Möglichkeit zum Reduzieren der Leistungseinbuße dieser Dichtung großen Durchmessers besteht darin, ihren Durchmes ser zu reduzieren. Wenn beispielsweise der Durchmesser der Dichtung um die Hälfte reduziert werden könnte, könnte die Gasleckage um drei Viertel reduziert werden. Die Reduktion des Labyrinthdichtungsdurchmessers zum Reduzieren der Lei stungseinbuße reduziert jedoch auch die Brauchbarkeit der Dichtung beim Ausgleichen der Axialschubkräfte, um die Ku geldrucklager des Triebwerks zu schützen.

Infolgedessen wird, um eine Verbesserung der Triebwerkslei stung durch Reduktion der Größe des Labyrinthdichtungs durchmessers zu erzielen, eine alternative Lösung benötigt, um die Axialschubkräfte auszugleichen und die Kugeldruckla ger des Triebwerks zu schützen.

Die Erfindung schafft eine verbesserte Axialschubkraftkom pensationsvorrichtung, die so ausgelegt ist, daß sie den oben dargelegten Bedarf deckt. Die verbesserte Vorrichtung nach der Erfindung hat eine primäre und eine sekundäre hydraulikdruckempfindliche Aus- oder Abgleicheinrichtung zum Erzeugen von primären und sekundären Kompensationsmo mentenkräften, um Parallelität zwischen relativdrehbaren, auf einem Fluidfilm gleitenden Lagerflächen der Vorrichtung aufrechtzuerhalten und Kontakt zwischen den auf einem Fluidfilm gleitenden Flächen zu verhindern. Die primäre und sekundäre hydraulikdruckempfindliche Abgleicheinrichtung umfassen mehrere Öffnungen, Taschen, Leitungen und Kammern, die in den einander gegenüberliegenden und relativ zueinan der drehbaren Teilen der Schubkraftkompensationsvorrichtung gebildet sind und dazu dienen, die auf einem Fluidfilm gleitenden Stirnflächen derselben in der insgesamt paral lelen Beziehung zu halten.

Demgemäß ist die Erfindung auf eine Axialschubkraftkompen sationsvorrichtung in einem Gasturbinentriebwerk gerichtet, das relativdrehbare erste und zweite Strukturen hat. Die Axialschubkraftkompensationsvorrichtung umfaßt: (a) ein er stes ringförmiges Teil, das an der ersten Triebwerksstruk tur befestigt ist und eine ringförmige Stirnfläche hat; (b) ein zweites ringförmiges Teil, das an der zweiten Trieb werksstruktur befestigt ist und eine ringförmige Stirnflä che hat, die der Stirnfläche des ersten ringförmigen Teils gegenüberliegt und diesem zugewandt ist; und (c) eine pri märe Druckabgleicheinrichtung zum Erzeugen von separaten äußeren und inneren Fluidströmen durch das erste ringför mige Teil zu einem äußeren bzw. inneren Gebiet zwischen den Stirnflächen des ersten und zweiten Teils bei Drücken ent sprechend der Größe des Abstands, der zwischen den Stirn flächen in den Gebieten vorhanden ist. Die separaten Fluid ströme bei den betreffenden Drücken erzeugen einen Film von Fluid, das zwischen den Stirnflächen strömt und mit densel ben in Kontakt ist, der primäre Kompensationsmomentenkräfte erzeugt, die auf die Stirnflächen einwirken, um die Stirn flächen in insgesamt paralleler Beziehung zu halten.

Die primäre Druckabgleicheinrichtung weist mehrere hydro statische Taschen und mehrere äußere und innere Durchfluß steueröffnungen auf. Die hydrostatischen Taschen sind in der ringförmigen Stirnfläche des ersten ringförmigen Teils gebildet. Jede Tasche überspannt einen separaten bogenför migen Teil der Stirnfläche des ersten Teils und ist der Stirnfläche des zweiten Teils zugewandt. Außerdem wird jede Tasche durch zwei radial beabstandete und separate äußere und innere bogenförmige Nuten gebildet, die nicht miteinan der verbunden sind. Die äußeren und inneren Durchflußsteu eröffnungen sind in dem ersten ringförmigen Teil gebildet, um eine Druckfluidströmung zu empfangen. Die äußeren Öff nungen münden in die äußeren Nuten, und die inneren Öffnun gen münden in die inneren Nuten, um die inneren und äußeren Fluidströme mit den äußeren bzw. inneren Nuten bei den Drücken in Verbindung zu bringen, die der Größe des Ab stands entsprechen, welcher zwischen den Stirnflächen des ersten und des zweiten ringförmigen Teils in den Gebieten der äußeren und inneren Nuten vorhanden ist.

Weiter, die verbesserte Vorrichtung hat eine sekundäre Hydraulikdruckabgleicheinrichtung zum Erzeugen von sekun dären Kompensationsmomentenkräften, welche die primären Kompensationsmomentenkräfte, die durch die Primärdruckab gleicheinrichtung erzeugt werden, ergänzen, um die Größe jeder Nichtparallelitätsbeziehung zwischen den Stirnflächen des ersten und zweiten ringförmigen Teils zu begrenzen. Es gibt mehrere verschiedene Ausführungsformen der sekundären Druckabgleicheinrichtung.

In einer Ausführungsform weist die sekundäre Druckabgleich einrichtung eine erste und eine zweite Leitung auf, die in entgegengesetzten, diametralen Beziehungen in dem zweiten ringförmigen Teil von der einen Stirnfläche desselben bis zur entgegengesetzten Stirnfläche gebildet sind. Die Lei tungen haben gegenseitigen Umfangsabstand um das Teil, so daß sie sich nicht schneiden und nicht miteinander in Ver bindung stehen. Die ersten und zweiten Leitungen schaffen eine unabhängige Strömungsverbindung von den äußeren und inneren Nuten des ersten Teils 78 zu den inneren und äuße ren Kammern, die mit der entgegengesetzten Stirnfläche des zweiten Teils in Verbindung stehen.

Somit werden die Drücke der Fluidströme aus den äußeren und inneren Steueröffnungen in die äußeren und inneren Nuten der Taschen in dem ersten Teil 78, welche die Parallelität zwischen den Schnittstellenstirnflächen aufrechterhalten, über die ersten und zweiten Leitungen in die inneren und äußeren Kammern übertragen, so daß letztere unabhängig mit unterschiedlichen Drücken unter Druck gesetzt werden kön nen.

Ausführungsbeispiele der Erfindung werden im folgenden un ter Bezugnahme auf die Zeichnungen näher beschrieben. Es zeigt

Fig. 1 eine perspektivische Ansicht eines mantello sen Fan-Gasturbinentriebwerks, bei dem eine verbesserte Axialschubkraftkompensationsvor richtung nach der Erfindung benutzt werden kann,

Fig. 2 eine schematische Längsschnittansicht eines Turbinenabschnittes des mantellosen Fan- triebwerks nach Fig. 1,

Fig. 3 eine Längsschnittansicht einer bekannten Axialschubkraftkompensationsvorrichtung,

Fig. 4 eine vergrößerte vollständige Ansicht einer auf einem Fluidfilm gleitenden Stirnfläche der bekannten Vorrichtung nach Fig. 3, wobei der Teil, der nach der Linie 4-4 in Fig. 3 dargestellt ist, derjenige ist, der sich in Fig. 4 zwischen den beabstandeten Linien 3-3 befindet,

Fig. 5 eine Längsschnittansicht der verbesserten Schubkraftkompensationsvorrichtung nach der Erfindung,

Fig. 6 eine vergrößerte Stirnansicht einer auf ei nem Fluidfilm gleitenden Stirnfläche der verbesserten Vorrichtung nach Fig. 5, wobei der Teil, der nach der Linie 6-6 in Fig. 5 gezeigt ist, derjenige ist, der sich zwi schen den beabstandeten Linien 5-5 in Fig. 6 befindet,

Fig. 7 eine schematische Längsschnittansicht, die zum Vergleich zeigt, wie die bekannte Vor richtung und die verbesserte Vorrichtung auf dieselbe Nichtparallelität an ihren Schnitt stellenstirnflächen reagieren,

Fig. 8 eine vergrößerte Längsschnittansicht der verbesserten Vorrichtung nach Fig. 5, welche die Erzeugung von primären und sekundären Kompensationsmomentenkräften zeigt, die de ren Schnittstellenstirnflächen in insgesamt paralleler Beziehung halten,

Fig. 9 eine schematische Längsschnittansicht einer modifizierten Ausführungsform der sekundären Druckabgleicheinrichtung der verbesserten Vorrichtung nach Fig. 8 und

Fig. 10 eine schematische Längsschnittansicht einer weiteren modifizierten Ausführungsform der sekundären Druckabgleicheinrichtung der ver besserten Vorrichtung nach Fig. 8.

In der folgenden Beschreibung bezeichnen gleiche Bezugszei chen gleiche oder entsprechende Teile in sämtlichen Figu ren. Außerdem werden in der folgenden Beschreibung Begriffe wie "vorwärts", "rückwärts", "links", "rechts", "aufwärts", "abwärts" und dgl. der Zweckmäßigkeit halber gewählt und sind nicht in einschränkendem Sinn zu verstehen.

Fig. 1 zeigt ein Gasturbinentriebwerk 10 mit mantellosem Fan, das die bevorzugte Ausführungsform der verbesserten Axialschubkraftkompensationsvorrichtung nach der Erfindung aufweisen kann, die in den Fig. 5, 8, 9 und 10 insgesamt mit 12 bezeichnet ist. Das Triebwerk 10 hat eine äußere Um mantelung oder Gondel 14, die einen vorderen Gasgenerator (nicht dargestellt) und eine hintere Arbeitsturbine 16, welche in Fig. 2 schematisch gezeigt ist, umschließt. Auf bekannte Weise erzeugt der Gasgenerator Verbrennungsgase, die zu der Arbeitsturbine 16 geleitet werden.

Gemäß der Darstellung in Fig. 2 enthält die Arbeitsturbine 16 einen äußeren ringförmigen Turbinenrotor 18 und einen inneren ringförmigen Turbinenrotor 20, die in entgegenge setzten Richtungen oder gegenläufig um eine Längsmittel achse A des Triebwerks 10 drehbar sind. Die Rotoren 18, 20 tragen zur Drehung mit ihnen und in Tandemanordnung einen vorderen Satz von Vortriebsblättern oder -schaufeln 22 und einen hinteren Satz von Vortriebsblättern oder -schaufeln 24. Der äußere Rotor 18 ist um eine hohle, statische Struk tur 26 des Triebwerks 10 durch einen ersten Satz Lager 28 drehbar befestigt, wogegen der innere Rotor 20 innerhalb des äußeren Rotors 18 durch einen zweiten Satz Lager 30 drehbar befestigt ist.

Die Gondel 14 umschließt die Rotoren 18, 20, wobei die Sätze von Vortriebsblättern 22, 24 sich in Umfangsrichtung und von der Außenseite der Gondel 14 radial nach außen er strecken. Die Gondel 14 hat eine vordere Hülse 32, die mit dem vorderen Satz von Vortriebsblättern 22 gekuppelt und mit denselben drehbar ist, und eine hintere Hülse 34, die mit dem hinteren Satz von Vortriebsblättern 24 gekuppelt und mit denselben drehbar ist. Die äußere Konfiguration der Gondel 14 sorgt für die richtigen Luftströmungskenndaten zum Optimieren der Leistung der Vortriebsblätter 22, 24 und dadurch des Triebwerks 10.

Zum weiteren Optimieren der Leistung des Triebwerks 10 kann der Steigungs- oder Einstellwinkel der Vortriebsblätter 22, 24 so verändert werden, daß er den spezifischen Betriebsbe dingungen entspricht. Die Blätter 22, 24 des vorderen bzw. hinteren Satzes sind durch Naben 36 an den inneren Seiten der vorderen bzw. hinteren Gondelhülse 32, 34 drehbar befe stigt und mit einer Blattverstelleinrichtungen 38 gekup pelt, mittels welchen die Blätter 22, 24 um Blattverstel lachsen 40 bzw. 42 drehbar sind. In der US-PS 47 38 590 der Anmelderin findet sich eine ausführliche Beschreibung der Blattverstelleinrichtungen.

Die hintere Arbeitsturbine 16 hat außerdem einen ringförmi gen Gasströmungsweg 44 zum Empfangen von Verbrennungsgasen aus dem vorderen Gasgenerator des Triebwerks 10. Der Gas strömungsweg 44 erstreckt sich zwischen dem äußeren Rotor 18 und dem inneren Rotor 20 der Arbeitsturbine 16, und Ver brennungsgase strömen als ein Gasstrom 46 hoher Energie hindurch. Die Rotoren 18, 20 der Arbeitsturbine 16 tragen mittels Befestigungsvorrichtungen (nicht dargestellt) axial beabstandete Kränze von sich umfangsmäßig und radial er streckenden Turbinenlaufschaufeln 48, 50, welche miteinan der abwechseln, so daß sie gegenläufig drehbare Schau felstufen bilden, die sich durch den ringförmigen Gasströ mungsweg 44 erstrecken. Außerdem sind äußere und innere Zwischenstufendichtvorrichtungen (nicht dargestellt) vorge sehen, um den Hindurchgang des Gasstroms 46 zwischen dem äußeren und inneren Rotor 18, 20 und den äußeren und in neren Enden der Turbinenlaufschaufeln 50, 48 zu verhindern.

Somit bewirkt der Gasstrom 46 hoher Energie, der sich auf dem ringförmigen Gasströmungsweg 44 zwischen den Rotoren 18, 20 bewegt, daß die Sätze von Turbinenlaufschaufeln 48, 50 sich in entgegengesetzten Richtungen auf Kreisbahnen drehen oder bewegen und ihrerseits bewirken, daß sich die Rotoren 18 bzw. 20 gegenläufig drehen und entsprechend die Sätze von Vortriebsblättern 22, 24 gegenläufig antreiben.

In dem mantellosen Fantriebwerk 10 werden wie in allen Ar ten von Gasturbinentriebwerken große Axialkräfte an dem äu ßeren Rotor 18 und dem inneren Rotor 20 durch Reaktion von deren Turbinenlaufschaufeln 48, 50 auf an ihnen stattfin dende Druckabfälle erzeugt. Der erste und der zweite Satz von Lagern 28, 30 umfassen Kugeldrucklager (nicht darge stellt) zwischen der statischen Struktur 26 und dem äußeren Rotor 18 sowie zwischen dem äußeren und inneren Rotor 18, 20, welche benutzt werden, um eine axiale Verlagerung der Rotoren 18, 20 zu verhindern. Die Maximalbelastungsgrenz werte der Axialdrucklager sind aber üblicherweise kleiner als die Größe der Axialschubkraft, die durch die Laufschau feln 48, 50 erzeugt wird.

Eine Gasdichtung in Form einer Labyrinthdrehdichtung 52 in Fig. 2 wird in dem Triebwerk 10 benutzt, um die zusätzliche axiale Kraft über der maximal zulässigen Kraft für die Axial- oder Drucklager der Lagersätze 28, 30 aufzunehmen und die Drucklager durch Begrenzen von deren Belastung zu schützen. Die Labyrinthdichtung 52 wird außerdem benutzt, um die Leckage von Druck nach außerhalb des Strömungsweges 44 zwischen den Rotoren 18, 20 zu minimieren, die sonst zur Reduktion der Triebwerksleistung führen würde. Die Labyrin thdichtung 52 ist jedoch eine Dichtung großen Durchmessers, die ein relativ großes radiales Spiel haben muß, um unter schiedliches thermisches Wachstum zwischen einander gegen überliegenden Bestandteilen der Dichtung zuzulassen. Das große Spiel bringt üblicherweise eine hohe Leistungseinbuße des Triebwerks mit sich, die sich beispielsweise einem Lei stungsverlust von einem Prozent nähern kann, und zwar auf grund der relativ großen Leckage und dem davon begleiteten Energieverlust durch die Dichtung.

Eine Möglichkeit zum Reduzieren der Leistungseinbuße dieser Dichtung großen Durchmessers besteht darin, ihren Durchmes ser zu reduzieren. Wenn beispielsweise der Durchmesser der Dichtung um die Hälfte reduziert werden könnte, könnte die Gasleckage um drei Viertel reduziert werden. Die Reduktion des Labyrinthdichtungsdurchmessers zum Reduzieren der Lei stungseinbuße reduziert jedoch auch die Brauchbarkeit der Dichtung 52 bei dem Ausgleichen der Axialschubkräfte zum Schützen der Axiallager des Triebwerks 10.

Bekannte Axialschubkraftkompensationsvorrichtung

Wenn der Durchmesser der Labyrinthdrehdichtung 52 reduziert werden soll, um den radialen Dichtspalt zu reduzieren und dadurch Triebwerksleistungsverluste aufgrund von Leckage aus dem Gasstrom 46 durch die Labyrinthdichtung 52 zu mini mieren, könnte eine Lösung darin bestehen, eine Schubkraft kompensationsvorrichtung in dem Gebiet der auf Schub bean spruchten Rotoren zu verwenden und so die Triebwerksaxial lager zu schützen. Eine bekannte Schubkraftkompensations vorrichtung 54 ist in den Fig. 3 und 4 gezeigt und könnte ein Kandidat für einen solchen Zweck sein.

Die bekannte Kraftkompensationsvorrrichtung 54 hat zwei entgegengesetzte ringförmige Teile 56, 58, von denen das eine nicht umläuft und das andere umläuft. Das nichtumlau fende Teil 56 ist an einer stationären Struktur 60 in Form eines Stators oder Gehäuses befestigt, wogegen das umlau fende Teil 58 mit einer umlaufenden Struktur (nicht ge zeigt) in Form eines Rotors oder einer Welle verbunden ist. Das nichtumlaufende Teil 56 hat eine ringförmige, Filmglei toberfläche 56A, in welcher mehrere hydrostatische Taschen 62 gebildet sind, die jeweils etwas weniger als 120 Grad der Oberfläche überspannen. Jede Tasche 62 wird durch zwei radial beabstandete äußere und innere bogenförmige Nuten 62A, 62B gebildet, die an ihren entgegengesetzten Enden durch kurze, sich radial erstreckende Nuten 62C miteinander verbunden sind. Das andere, umlaufende Teil 58 hat eben falls eine Filmgleitoberfläche 58A, die der Oberfläche 56A des nichtumlaufenden Teils 56 gegenüberliegt und dieser zu gewandt ist.

Außerdem ist eine Ausnehmung 64 in der Oberfläche 56A in dem Mittelpunkt der inneren und äußeren Nuten 62A, 62B der hydrostatischen Tasche 62 gebildet. Eine einzelne Durch flußsteueröffnung 66 kleinen Durchmessers ist in dem nicht umlaufenden Teil 56 zwischen der Ausnehmung 64 jeder Tasche 62 und einer von mehreren Öffnungen 68 großen Durchmessers gebildet. Ein Kanal 70 ist in der stationären Struktur 60 vorgesehen und steht mit der Öffnung 66 in dem nichtumlau fenden Teil 56 über einen Spielzwischenraum 72 zwischen denselben in Verbindung, welcher an axial versetzten Stel len durch stationäre kreisförmige Dichtringe 74 abgedichtet ist, die in ringförmigen Ausnehmungen 76 sitzen, welche in der stationären Struktur 60 gebildet sind.

Ein unter Druck stehendes Fluidmedium wird durch den Kanal 70 und die Bohrung 68 der stationären Struktur 60 und das nichtumlaufende Teil 56 mit einem Druckwert P₁ zu dem Ein laß der Steueröffnungen 66 geleitet, die das Fluidmedium in die hydrostatischen Taschen 62 einleiten, wobei die Umge bungsdrücke P₂, P₃ stromabwärts der Taschen 62 niedriger sind als der Druck P₁. Wenn das Spiel h an der Schnitt stelle der Oberfläche 56A des nichtumlaufenden Teils und der Oberfläche 58A des umlaufenden Teils null ist, ist der Druck P_G in den hydrostatischen Taschen 62 gleich dem Druck P₁ stromaufwärts der Steueröffnungen 66, da die Drosselwir kung der Öffnung in Abwesenheit einer Strömung nicht den Druck des Mediums senken kann.

Da jedoch der Flächeninhalt an der Schnittstelle der Ober flächen 56A, 58A, wo der Druck in derartiger Richtung wirkt, daß er das Herstellen eines Abstands zwischen den Teilen 56, 58 bewirkt, ausreichend größer ist als der Flä cheninhalt, der radial zwischen den sekundären Dichtringen 74 begrenzt wird, auf welche der Druck in derartiger Rich tung einwirkt, daß der Abstand beseitigt wird, ist ein Ser vodruck (dargestellt durch das schraffierte Gebiet der Kraftlinien links in Fig. 3, das sich zwischen P_G bei h = 0 und P_G bei h < 0 erstreckt) von Haus aus vorhanden, der die Schnittstelle in Richtung offen drückt. Wenn die Schnittstelle öffnet, wird eine einzelne Fluiddurchflußlei stung Q₁ durch die Öffnung 66 festgelegt, die gleich der Summe der Schnittstellenfluidströmungsleistungen Q₂, Q₃ in entgegengesetzten Richtungen zwischen den geöffneten Ober flächen 56A, 58A ist. Der Durchfluß des Fluidmediums durch die Öffnung 66 verlangt einen Druckabfall und bewirkt, daß der hydrostatische Taschendruck P_G in bezug auf P₁ abnimmt, bis die Öffnungskraft an der Schnittstelle im Gleichgewicht mit der Schließkraft ist. Im Gleichgewicht sind die Druck kräfte auf entgegengesetzten Seiten des nichtumlaufenden Teils 56 abgeglichen, und ein Schnittstellenspiel für die Strömung eines Fluidfilms wird festgelegt, wenn dieses Gleichgewicht erreicht wird. Der Fluidfilm verhindert einen Reibkontakt zwischen den Oberflächen 56A, 58A.

Die oben beschriebenen, öffnungskompensierten hydrostati schen Taschen 62 sind als eine Möglichkeit zum Erzeugen ei nes Gas- oder Flüssigkeitsfilmabstands zum Verhindern von Reibkontakt und den damit verbundenen hohen Verschleiß- und Wärmeerzeugungsgeschwindigkeiten an der Schnittstelle zwischen dem stationären Teil 56 und dem umlaufenden Teil 58 der Vorrichtung 54 bekannt. Der Film wird so aufgebaut, daß er sehr dünn ist, um eine ausreichende Filmsteifigkeit (Verhältnis der Filmkraft zur Filmdicke) zu erzielen und Schnittstellenreibkontakt zu verhindern sowie gleichzeitig niedrige Leckagedurchflußleistungen des unter Druck stehen den Mediums aufrechtzuerhalten. Die Filmdicken sind im all gemeinen kleiner als 25,4µm (0,001 Zoll) bei Flüssigkeiten und 12,7µm (0,0005 Zoll) bei Gasen.

Eine Hauptbeschränkung der oben beschriebenen Konstruktion der bekannten Vorrichtung 54 ist die Unmöglichkeit, eine ausreichende Oberflächenebenheit aufrechtzuerhalten, um einen Reibkontakt an der Schnittstelle der beiden sich re lativdrehenden Teiloberflächen 56A, 58A der Vorrichtung 54 zu verhindern, sowie das niedrige Gewicht aufrechtzuerhal ten, das bei Flugzeugtriebwerken erforderlich ist. Leichtgewichtige Strukturen, die daraus abgeleitet werden, um die Querschnittstorsionsspannungswerte von Druck-, Zen trifugal- und thermischen Kräften zu kontrollieren, hängen stark von der Steifigkeit ab, und zwar wegen der Größen- und/oder Toleranzkontrolle zum präzisen Festlegen der Geo metrie in bezug auf die Kräfte, so daß im wesentlichen eine Summierung von Querschnittsmomenten erreicht wird, die gleich null ist. Das führt zu schwereren und/oder teueren Strukturen und wird weniger effektiv und unerwünschter, weil technologische Erfordernisse diese Kräfte unvermeid lich auf größere Werte bringen. Beispielsweise werden axiale Wärmegradienten in dem nichtumlaufenden Teil 56 von nur etwa 7,8°C (14°F) eine Konizität an der Oberflächen schnittstelle erzeugen, die gleich dem Entwurfsspiel zwi schen den Teilen 56, 58 ist.

Daher unterliegt die Hydraulikdruckabgleicheinrichtung, die durch die Steueröffnungen 66 und die inneren und äußeren Nuten 62A, 62B der hydrostatischen Taschen 62 in dem nichtumlaufenden Teil 56 der bekannten Vorrichtung 54 ge bildet ist, Beschränkungen, welche es nicht gestatten, einen Reibkontakt zwischen den Oberflächen 56A, 58A zu verhindern, wenn diese nichtparallele konische Beziehungen aufgrund der Auswirkungen von Druck-, Zentrifugal- und thermischen Kräften annehmen, welche den Zwischenraum zwi schen ihnen auf weniger als deren Entwurfsspiel reduzieren. Diese Beschränkungen machen die bekannte Vorrichtung 54 für die Verwendung beim Schutz der Triebwerksaxiallager unge eignet.

Verbesserte Axialschubkraftkompensationsvorrrichtung

Die verbesserte Axialschubkraftkompensationsvorrichtung 12 nach der Erfindung, die in den Fig. 5, 6 und 8 gezeigt ist, überwindet die Beschränkungen der bekannten Vorrichtung 54 und kann daher benutzt werden, um die Axialschubkräfte aus zugleichen und die Kugeldrucklager des Triebwerks 10 zu schützen. In dem in Fig. 5 dargestellten Fall wird die ver besserte Vorrichtung 12 zum Ausgleichen des Axialschubs ei nes Rotors benutzt, wobei das Druckfluid Triebwerks schmieröl ist. Die verbesserte Vorrichtung 12 kann glei chermaßen in anderen Fällen benutzt werden, zum Beispiel als eine Haupttriebwerkssumpf-Zwischenwelle-Luft/Öl-Dich tung in einem Gasturbinentriebwerk.

In ihren grundlegenden Bestandteilen umfaßt die verbesserte Axialschubkraftkompensationsvorrichtung 12 ein nichtumlau fendes ringförmiges Teil 78 und ein diesem gegenüberliegen des, umlaufendes, ringförmiges Teil 80 sowie eine primäre Hydraulikdruckabgleicheinrichtung, die insgesamt mit 82 be zeichnet ist. Das nichtumlaufende Teil 78 ist an einem sta tionären ringförmigen Gehäuse 84 befestigt, welches seiner seits durch geeignete Befestigungsmittel in Form einer Spannmutter 86 sowie Dreharretierungen und Zentrierkeilver zahnungen 88 an einer stationären Achse 90 befestigt ist. Das umlaufende ringförmige Teil 80 ist an einem umlaufenden Rotor 92 befestigt. Das nichtumlaufende Teil 78 ist in eine ringförmige Ausnehmung oder einen ringförmigen Hohlraum 84A, der in dem stationären Gehäuse 84 gebildet ist, einge paßt und darin befestigt, wogegen das umlaufende Teil 80 in eine ringförmige Ausnehmung oder einen ringförmigen Hohl raum 92A, der in dem umlaufenden Rotor 92 gebildet ist, eingepaßt und darin befestigt ist. Das nichtumlaufende und das umlaufende ringförmige Teil 78, 80 haben ringförmige Stirnflächen 78A bzw. 80A (Fig. 8), die an vergrößerten Flanschen 78B bzw. 80B der relativdrehbaren Teile 78, 80 gebildet sind, welche einander gegenüberliegen und einander zugewandt sind. Die Flansche 78B, 80B ergeben innere Berei che an den Stirnflächen 78A, 80A, welche größer sind als äußere Bereiche an entgegengesetzten Enden der Teile 78, 80.

Außerdem weist, wie am besten in Fig. 6 zu erkennen, die primäre Hydraulikdruckabgleicheinrichtung 82 der verbesser ten Vorrichtung 12 mehrere hydrostatische Taschen 94 auf, die in der ringförmigen Oberfläche 78A des nichtumlaufenden ringförmigen Teils 78 gebildet sind, wobei jede Tasche 94 etwas weniger als etwa 120 Grad der Oberfläche 78A über spannt. Jede Tasche 94 ist durch zwei radial beabstandete, separate äußere und innere bogenförmige Nuten 94A, 94B ge bildet. Anders als die äußeren und inneren Nuten 62A, 62B jeder Tasche 62 der bekannten Vorrichtung 54 sind die Nuten 94A, 94B jeder Tasche 94 der verbesserten Vorrichtung 12 nicht miteinander verbunden.

Weiter weist gemäß der Darstellung in den Fig. 5-7 die pri märe Hydraulikdruckabgleicheinrichtung 82 äußere und innere Durchflußsteueröffnungen 96 bzw. 98 kleinen Durchmessers auf, die in dem nichtumlaufenden Teil 78 gebildet sind. Jede äußere Öffnung 96 mündet in den und an dem Mittelpunkt längs einer der äußeren Nuten 94A, wohingegen jede innere Öffnung 98 in den und an dem Mittelpunkt längs einer der inneren Nuten 94B jeder hydrostatischen Tasche 94 mündet. Die äußeren und inneren Öffnungen 96, 98 erstrecken sich konvergent und in Strömungsverbindung von den äußeren bzw. inneren Nuten 94A, 94B aus zu einer von mehreren Öffnungen 100 größeren Durchmessers, die in dem nichtumlaufenden Teil 78 gebildet sind, um eine Druckfluidströmung aus den Öff nungen zu empfangen. Die Fluidströmung aus den Öffnungen 100 teilt sich an den äußeren und inneren Durchflußsteuer öffnungen 96, 98, welche ihrerseits äußere und innere Fluidströme Q₁, Q₂ (Fig. 7) mit den äußeren bzw. inneren Nuten 94A, 94B bei Drücken in Verbindung bringen, die der Größe des Abstands entsprechen, der zwischen den Stirnflä chen 78A, 80A des nichtumlaufenden ringförmigen Teils 78 bzw. des umlaufenden ringförmigen Teils 80 in den Gebieten der äußeren und inneren Nuten 94A, 94B vorhanden ist.

Jede Bohrung 100 in dem nichtumlaufenden Teil 78 mündet an dem hinteren Ende desselben, das zu der Stirnfläche 78A entgegengesetzt ist, und steht so mit dem ringförmigen Hohlraum 84A in Verbindung, in welchem das Teil 78 befe stigt ist. Ein Kanal 102 ist in dem stationären ringförmi gen Gehäuse 84 vorgesehen, der mit dem ringförmigen Hohl raum 84A des Gehäuses 84 und daher mit den Öffnungen 100 des Teils 78 in Verbindung steht. Ein weiterer Kanal 104 ist in der stationären Achse 90 vorgesehen und steht mit dem Gehäusekanal 102 in Verbindung. Hochdruckfluid wird in die Öffnungen 100 und den hinteren Stirnflächenbereich des nichtumlaufenden Teils 78 über die Kanäle 102, 104 und den Hohlraum 84A eingeleitet.

Das nichtumlaufende ringförmige Teil 78 hat ringförmige Um fangsausnehmungen 106, die in seinen äußeren und inneren Oberflächen gebildet sind und als Sitz für äußere und in nere Dichtringe 108 dienen. Die Dichtringe 108 begrenzen den hinteren Oberflächenbereich des Teils 78, auf den der Druck P₁ des Fluids einwirkt, das über die Kanäle 102, 104 eingeleitet wird. Die Dichtringe 108 begrenzen die Leckage des Druckfluids durch den radialen Spalt zwischen dem Teil 78 und dem Gehäuse 84 und gestatten dem nichtumlaufenden Teil 78, sich in bezug auf das stationäre Gehäuse 84 inner halb des ringförmigen Hohlraums 84A desselben nach Bedarf axial zu verschieben, um sich auf die sich verändernden re lativen Axialpositionen der Achse 90 und des Rotors 92 ein zustellen.

Der Flächeninhalt der vorderen Stirnfläche 78A ist ausrei chend größer als der Flächeninhalt der entgegengesetzten hinteren Stirnfläche des Teils 78, der zwischen den Dicht ringen 108 begrenzt ist, so daß das Erzeugen einer größeren Kraft an der vorderen Stirnfläche 78A als an der hinteren Stirnfläche bewirkt wird, wenn der Druck in den äußeren und inneren Nuten 94A, 94B gleich dem Druck an der hinteren Stirnfläche ist. Die Drücke an der hinteren Stirnfläche und in den äußeren und inneren Nuten sind gleich, wenn der Spalt zwischen den Stirnflächen 78A, 80A null ist, da die Durchflußleistungen der Steueröffnungen 96, 98 null sind, wenn dieser Spalt null ist und daher die Öffnungen einen Druckabfall in der Abwesenheit einer Strömung nicht beein flussen können. Weil aber der Schnittstellenflächeninhalt der Stirnflächen 78A, 80A der Teile 78, 80 ausreichend grö ßer ist als der Flächeninhalt der hintern Stirnfläche des Teils 78, ist es notwendig, die Schnittstelle zu trennen und ausreichende Durchflußleistungen über die Steueröffnun gen 96, 98 zu gestatten, um den Druck an der Schnittstelle zu senken, so daß Gleichgewicht der axialen Kräfte erzielt wird. Ein Schnittstellenfilm besonderer Dicke ist gebildet, wenn dieses Gleichgewicht auftritt.

Fig. 7 zeigt einen Vergleich zwischen dem Betrieb der Hydraulikdruckabgleicheinrichtung der bekannten Vorrichtung 54 und der primären Hydraulikdruckabgleicheinrichtung 82 der verbesserten Vorrichtung 12. Ein Grenzfall ist darge stellt, bei dem eine Konizität zwischen den Stirnflächen 56A, 58A der Teile 56, 58 und den Stirnflächen 78A, 80A der Teile 78, 80 hervorgerufen wird, so daß das Spiel zwischen den Stirnflächen sich an dem inneren Radius der Teile 56 und 78 null nähert und sämtliches Fluid, das von den Stirn flächen wegströmt, am Außenumfang austritt. Die relativen Druckwerte und der Vergleich der Schnittstellendruckprofile sind für die bekannte Ausführungsform und die verbesserte Ausführungsform gezeigt. Außerdem werden die relativen La gen der Zentren der Lagerdruckkräfte in bezug auf das Zen trum der Schließdruckkraft, die in der entgegengesetzten Richtung wirkt, verglichen.

Bei der verbesserten Vorrichtung 12 rechts in Fig. 7 bleibt die Lagerdruckkraft, die erforderlich ist, um Reibkontakt an der Schnittstelle zu verhindern, für gleiche Größen der Konizität wesentlich höher. Darüber hinaus verschiebt sich die Lage des Zentrums der Druckkräfte an der Schnittstelle wesentlich weiter in Richtung der Konvergenz und weg von dem Druckzentrum der Schließkraft im Falle der verbesserten Vorrichtung 12. Der Effekt ist ein beträchtliches Druck kraftmoment, welches in der Richtung wirkt, daß die Größe der Konizität, welche durch parasitäre Kräfte (wie sie bei spielsweise durch axiale Wärmegradienten produziert werden) erzeugt wird, in der verbesserten Vorrichtung 12 wesentlich verringert wird. Aufgrund der Symmetrie dürfte klar sein, daß dieser Effekt ungeachtet der Richtung der Konizität gleichermaßen vorteilhaft ist.

Durch Extrapolieren aus dem, was in Fig. 7 gezeigt ist, er gibt sich somit, daß im normalen Betrieb die separaten äu ßeren und inneren Öffnungen 96, 98 der primären Druckab gleicheinrichtung 82 der verbesserten Vorrichtung 12 ein Paar separater äußerer und innerer Fluidströme Q₁, Q₂ durch das nichtumlaufende Teil 78 zu äußeren und inneren Gebieten zwischen den Stirnflächen 78A, 80A der Teile 78, 80 bei Drücken aufgrund der Größe des Abstands, der zwischen ihren Stirnflächen in den Gebieten vorhanden ist, erzeugen. Die separaten Fluidströme Q₁, Q₂ erzeugen bei den betreffenden Drücken einen Film von Fluid, das mit den kombinierten Ge schwindigkeiten der Ströme Q₁, Q₂ zwischen und in Kontakt mit den Stirnflächen 78A bzw. 80A strömt und primäre Kom pensationsmomentenkräfte erzeugt, die auf die Stirnflächen 78A, 80A einwirken, welche, wenn sie konisch oder nichtpar allel in bezug aufeinander sind, das nichtumlaufende Teil 78 so ablenken oder biegen, daß die Stirnflächen 78A, 80A in insgesamt paralleler Beziehung gehalten werden.

Im Gegensatz dazu erzeugt die Druckabgleicheinrichtung der bekannten Vorrichtung 54 einen einzelnen Fluidstrom Q₁ durch das nichtumlaufende Teil 56 hindurch zu dem allgemei nen Schnittstellengebiet zwischen den Stirnflächen 56A, 58A der Teile 56, 58, welche wegen der Konfiguration der Ta schen 62 und der gemeinsamen Öffnung 66 einen gleichmäßigen Druck an der Schnittstelle aufgrund der Größe des Abstands erzeugt, welcher zwischen ihren Stirnflächen in dem Gebiet vorhanden ist. Der Fluidstrom Q₁ mit dem entsprechenden Druck erzeugt einen Film von Fluid, das mit derselben Durchflußleistung Q₁ zwischen und in Kontakt mit den Stirn flächen 56A, 58A strömt und Kompensationskräfte erzeugt, welche auf die Stirnflächen 78A, 80A einwirken, um die Stirnflächen in insgesamt paralleler Beziehung zu halten, so lange ein Konizitätszustand an der Schnittstelle nicht auftritt. Wenn ein Konizitätszustand auftritt, wirken keine Kompensationsmomentenkräfte auf die Stirnflächen ein, um diese zurück in die insgesamt parallele Beziehung zu brin gen.

Die Fig. 5 und 8 zeigen eine Ausführungsform einer zusätz lichen oder sekundären Hydraulikdruckabgleicheinrichtung 110 der verbesserten Vorrichtung 12. Die sekundäre Druckab gleicheinrichtung 110 ist in dem umlaufenden Teil 80 gebil det, um zusätzliche oder sekundäre Kompensationsmomenten kräfte zu erzeugen, welche die primären Kompensationsmomen tenkräfte ergänzen, um die Größe der Schnittstellenkonizi tät zwischen den Teilen 78, 80 zu begrenzen.

Die sekundäre Druckabgleicheinrichtung 110 weist umfangsmä ßig beabstandete, sich nicht schneidende erste und zweite Leitungen 112, 114 auf, die in dem umlaufenden Teil 80 ge bildet sind und sich insgesamt in umgekehrten oder entge gengesetzten diametralen Beziehungen durch das umlaufende Teil 80 von der vorderen Stirnfläche 80A zu der entgegenge setzten hinteren Stirnfläche 80C desselben erstrecken. Die Leitungen 112, 114 schneiden einander nicht; sie haben ge geseitigen Umfangsabstand um das Teil 80. Die ersten und zweiten Leitungen 112, 114 sorgen für eine Strömungsverbin dung von den äußeren und inneren Nuten 94A, 94B des nicht umlaufenden Teils 78 zu einer inneren und einer äußeren Kammer 116, 118, welche in Strömungsverbindung mit dem ringförmigen Hohlraum 92A des Rotors 92 an der vorderen Stirnfläche 80A des Teils 80 zwischen einem inneren und ei nem äußeren statischen Dichtring 120 in ringförmigen Um fangsausnehmungen 122 des Teils 80 und einem statischen Bund 124 gebildet sind, der von der hinteren Stirnfläche 80C des Teils vorsteht und sich bis in Kontakt mit dem Ro tor 92 und in den ringförmigen Hohlraum 92A erstreckt.

Somit werden die Drücke der Fluidströme Q₁, Q₂ aus den äu ßeren bzw. inneren Steueröffnungen 96, 98 in die äußeren und inneren Nuten 94A, 94B der Taschen 94 in dem nichtum laufenden Teil 78, welche bei dem oben beschriebenen Gleichgewichtszustand gebildet werden, über die gekreuzten, versetzten ersten und zweiten Leitungen 112, 114 in die in nere bzw. äußere Kammer 116, 118 übertragen. Die innere und äußere Kammer 116, 118 können dann mit verschiedenen Druck werten unabhängig unter Druck gesetzt werden.

Aus Fig. 8 ist zu erkennen, daß beträchtliche zusätzliche Kompensationsmomentenkräfte zum Begrenzen der Größe der Schnittstellenkonizität erzeugt werden können, indem der Druck in den diskreten äußeren und inneren Taschennuten 94A, 94B an der Stirnfläche 78A des nichtumlaufenden Teils 78 über die ersten und zweiten Leitungen 112, 114 in dem umlaufenden Teil 80 abgelassen wird, um die diskrete innere Kammer 116 und die diskrete äußere Kammer 118 an der hinte ren Stirnfläche 80C des umlaufenden Teils 80 unter Druck zu setzen, so daß die äußere Kammer 118 auf dem Druck der in neren Nut 94B ist, während die innere Kammer 116 auf dem Druck der äußeren Nut 94A ist. Die hydraulischen (oder pneumatischen) Axialkräfte F₁ und F₂ sowie F₂ und F₃ sind, wie dargestellt, gleich und entgegengesetzt gerichtet, und die Summe von Axialkräften F₄, F₅ und F₆ ist gleich und entgegengesetzt gerichtet zu der Axialkraft F₃. Zwei zu sätzliche radiale Kräfte F₇ und F₈ werden ebenfalls er zeugt. Die Summe der Druckmomente, die auf das umlaufende Teil 80 einwirken, ist folgende:

MA = (F₄ × R₄) + (F₅ × R₅) + (F₆ × R₆) - (F₃ × R₃) - (F₇ - F₈) × L.

Ohne die Druckleitungen 112, 114 in dem umlaufenden Teil 80 ist die Summe der Momente:

MB = (F₆ × R₆) - (F₃ × R₃), und da F₆ = F₃,
MB = F₃ × (R₆ - R₃).

Es kann gezeigt werden, daß MA wesentlich größer als MB ist, so lange wie (F₇-F₈) und/oder L angemessen klein sind, und daß deshalb das zusätzliche Vorsehen der Leitungen 112, 114 in dem umlaufenden Teil 80, wie dargestellt, einen be trächtlichen Vorteil bei der Bewahrung der Parallelität zwischen den Schnittstellenstirnflächen 78A, 80A der Teile 78, 80 und deshalb bei der Bewahrung des Fluidfilms und der Reduktion der Wahrscheinlichkeit von Reibkontakt bietet.

Andere wichtige Merkmale, die besonders bei der Ausfüh rungsform nach den Fig. 5 und 8 vorhanden sind, sind fol gende. Erstens, der Querseitendruckflächeninhalt, der ra dial zwischen den Dichtringen 108 an dem Teil 78 begrenzt wird, ist größer als der radiale Flächeninhalt, der durch die statischen Dichtringe 120 an dem Teil 80 begrenzt wird.

Infolgedessen gewährleistet der Fluiddruck, daß das umlau fende Teil 80 seinen Sitz axial beibehält, bei dem der sta tische Bund 124 die gegenüberliegende Fläche des Rotors 92 innerhalb des Hohlraums 92A berührt. Durch dieses Merkmal wird die Notwendigkeit des starren Festklemmens des umlau fenden Teils 80 beseitigt, und Verwindungsprobleme durch Festklemmen werden eliminiert. Bei Nichtvorhandensein von Fluiddruck erfüllt eine geeignete mechanische Axialbela stungsfeder 126 diese Sitzfunktion. Zweitens, die Dicht ringe 108 werden in einer festen Axialposition in bezug auf das nichtumlaufende Teil 78 gehalten. Das gewährleistet, daß das Gesamtdruckmoment, welches auf das Teil 78 ein wirkt, sich nicht ändert, wenn sich seine relative Axialpo sition in bezug auf den Hohlraum 84A in dem Gehäuse 84 än dert, und daß deshalb keine baulichen Auslenkungen erzeugt werden. Drittens, ein Spiel muß radial zwischen dem nicht umlaufenden Teil 78 und den Oberflächen der radial beab standeten Wände des Gehäuses 84, welche den Hohlraum 84A begrenzen, vorhanden sein, um ein Verklemmen zu verhindern und eine relative Axialbewegung zwischen den beiden zu ge statten. Bei großen Spielen und/oder sehr hohen Drücken kann es notwendig sein, die radiale exzentrische Position des Teils 78 auf einen Wert zu begrenzen, der kleiner als dieses Spiel ist, um eine Verwindung des Teils zu verhin dern, die aus exzentrischen, unsymmetrischen Axialdruck kräften resultiert. Ein Minimum von drei Zentrierkeilnuten (kombiniert mit Dreharretierungen), welche gleiche Umfangs abstände habe, könnten benutzt werden, um die Größe dieser Exzentrizität zu begrenzen und ansonsten dem Teil 78 völ lige Bewegungsfreiheit zu geben.

Gemäß den alternativen Ausführungsformen in den Fig. 9 und 10 kann die sekundäre Druckabgleicheinrichtung 110 so modi fiziert werden, daß zusätzliche Druckmomente an dem umlau fenden Teil 80 in derartiger Richtung erzeugt werden, daß die Parallelität zwischen den Schnittstellenstirnflächen 78A, 80A der Teile 78, 80 gefördert wird. Die sekundäre Druckabgleicheinrichtung 110 kann radial beabstandete, sich nicht schneidende dritte und vierte Leitungen 128, 130 auf weisen, welche die ersten bzw. zweiten Leitungen 112, 114 schneiden und sich zwischen den ersten und zweiten Leitun gen und den entgegengesetzten äußeren und inneren ringför migen Oberflächen 80D, 80E des umlaufenden Teils 80, die zwischen äußeren und inneren Paaren von Dichtringen 132, 134 angeordnet sind, erstrecken und eine Strömungsverbin dung zwischen denselben herstellen. In Fig. 9 erstrecken sich die ersten und zweiten Leitungen 112, 114 in die Kam mern 115, 117 und münden in diese an den vorderen äußeren und inneren Oberflächen des Teils 80. In Fig. 10 enden die ersten und zweiten Leitungen 112, 114 in der Mitte des Teils 80, wo sie sich mit dritten bzw. vierten Leitungen 128, 130 schneiden.

Aufgrund der Konfiguration der Leitungen 112, 114, 128, 130 in dem Teil 80 in Fig. 9 wird der nichtsymmetrische Druck gradient, der an der Schnittstelle zwischen den Teilen 78, 80 gebildet wird, wenn Konizität auftritt, zu Umfangsberei chen W₇, W₈ übertragen, wobei jeder Bereich axial durch die statischen Dichtringe 132, 134 begrenzt wird und am Außen bzw. Innenumfang des Teils 80 angeordnet ist. Die hintere Stirnfläche 80C des Teils 80 ist zu dem niedrigen Umge bungsdruck hin über Auslässe 136 in dem Rotor 92 belüftet.

Das Moment, das die Parallelität zwischen der Schnittstelle der Teile 78, 80 fördert, ist F₃×(R₆-R₃)-(F₇×L₇) + (F₈×L₈). Aufgrund dieser Konfiguration können die Abmes sungen W und L so eingestellt werden, daß die Druckmomente nach Bedarf vergrößert oder verringert werden, um den Ent wurf zu optimieren.

Die Konfiguration nach Fig. 10 vereinigt die Merkmale der Fig. 8 und 9 durch Anordnen der Druckleitungen 112, 114, 128, 130 an der hinteren Stirnfläche 80C und dem Außen- und Innenumfang des Teils 80. Die Kräfte und Abmessungen, die erforderlich sind, um die Druckmomente zu erzeugen, sind in Fig. 10 gezeigt. Bei dieser Konfiguration werden sowohl ra diale als auch axiale Druckmomente um das Steifigkeitszen trum des Teils 80 so gerichtet erzeugt, daß die Grenzflä chenkonizität reduziert wird. Umfangsbereiche W₉, W₁₀ soll ten auf einem Minimum gehalten werden, weil die Torsionsmo mente, die durch Drücke erzeugt werden, welche auf diese Bereiche einwirken, so gerichtet sind, daß die Schnittstel lenkonizität vergrößert wird.

Wiederum dürfte klar sein, daß sich die verbesserte Vor richtung 12 weder auf den dargestellten Fall noch auf das mantellose Fan-Gasturbinentriebwerk beschränkt. Die Prinzi pien der verbesserten Vorrichtung 12 können mit Nutzen in anderen Fällen und bei anderen Typen von Gasturbinentrieb werken angewandt werden, wo hydraulisches Ausgleichen von Axialkräften zwischen relativumlaufenden Teilen eine wirk same Maßnahme ist.

Claims

1. Axialschubkraftkompensationsvorrichtung in einem Gastur binentriebwerk, das eine erste und eine zweite Struktur (84, 92), welche relativdrehbar sind, hat, gekennzeichnet durch:

a) ein erstes ringförmiges Teil (78), das an der ersten Triebwerksstruktur (84) befestigt ist und eine ringför mige Stirnfläche (78A) hat;
b) ein zweites ringförmiges Teil (80), das an der zweiten Triebwerksstruktur (92) befestigt ist und eine ringför mige Stirnfläche (80A) hat, die der ringförmigen Stirn fläche (78A) des ersten ringförmigen Teils (78) gegen überliegt und dieser zugewandt ist, und
c) eine primäre Hydraulikdruckabgleicheinrichtung (82), die in dem ersten ringförmigen Teil (78) gebildet ist, zum Erzeugen von separaten äußeren und inneren Fluid strömungen durch das erste Teil (78) zu dem äußeren bzw. inneren Gebiet zwischen den Stirnflächen (78A, 80A) des ersten und zweiten Teils (78, 80) bei Drücken, die der Größe des Abstands entsprechen, welcher zwi schen den Stirnflächen (78A, 80A) in den Gebieten vor handen ist, wobei die separaten Fluidströmungen bei diesen Drücken einen Film strömenden Fluids zwischen und in Kontakt mit den Stirnflächen (78A, 80A) erzeu gen, welcher primäre Kompensationsmomentenkräfte er zeugt, die auf die Stirnflächen (78A, 80A) einwirken, um die Stirnflächen (78A, 80A) in insgesamt paralleler Beziehung zu halten.

2. Vorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die primäre Druckabgleicheinrichtung (82) eine Anzahl hy drostatischer Taschen (94) aufweist, die in der ringförmi gen Stirnfläche (78A) des ersten ringförmigen Teils (78) gebildet sind, wobei jede Tasche (94) einen separaten bo genförmigen Teil der ringförmigen Stirnfläche (78A) über spannt und der Stirnfläche (80A) des zweiten ringförmigen Teils (80) zugewandt ist, und wobei jede Tasche (94) durch zwei radial beabstandete und separate äußere und innere bo genförmige Nuten (94A, 94B), die nicht miteinander verbun den sind, gebildet ist.

3. Vorrichtung nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die primäre Druckabgleicheinrichtung (82) außerdem eine An zahl äußerer und eine Anzahl innerer Durchflußsteueröffnun gen (96, 98) aufweist, die in dem ersten ringförmigen Teil (78) gebildet sind, um eine Druckfluidströmung zu empfan gen, wobei die äußeren Öffnungen (96) in den äußeren Nuten (94A) und die inneren Öffnungen (98) in den inneren Nuten (94B) münden, um die inneren und äußeren Fluidströmungen mit den äußeren bzw. inneren Nuten (94A, 94B) bei den Drüc ken in Verbindung zu bringen, die der Größe des Abstands entsprechen, welcher zwischen den Stirnflächen (78A, 80A) des ersten und zweiten ringförmigen Teils (78, 80) vorhan den ist.

4. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 3, gekenn zeichnet durch eine sekundäre Hydraulikdruckabgleichein richtung (110), die in dem zweiten ringförmigen Teil (80) gebildet ist, um sekundäre Kompensationsmomentenkräfte zu erzeugen, welche die primären Kompensationsmomentenkräfte ergänzen, die durch die primäre Druckabgleicheinrichtung (82) gebildet worden sind, um die Größe jeder Nichtparalle litätsbeziehung zwischen den Stirnflächen (78A, 80A) des ersten und zweiten Teils (78, 80) zu begrenzen.

5. Vorrichtung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß die sekundäre Druckabgleicheinrichtung (110) umfangsmäßig beabstandete, sich nicht schneidende Anzahlen von ersten und zweiten Leitungen (112, 114) aufweist, die in dem zwei ten Teil (80) gebildet sind und sich insgesamt in entgegen gesetzten diametralen Beziehungen durch das zweite Teil (80) von der Stirnfläche (80A) desselben aus zu einer ent gegengesetzten Stirnfläche (80C) desselben erstrecken.

6. Vorrichtung nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß die sekundäre Druckabgleicheinrichtung (110) außerdem auf weist:
eine äußere und eine innere ringförmige Kammer (116, 118), die an der entgegengesetzten Stirnfläche (80C) des zweiten Teils (80) gebildet sind;
wobei sich die ersten und zweiten Leitungen (112, 114) zwi schen den äußeren und inneren Nuten (94A, 94B) in der Stirnfläche (78A) des ersten Teils (78) und der inneren und äußeren Kammer (116, 118) an der entgegengesetzten Stirn fläche (80C) des zweiten Teils (80) erstrecken und eine Strömungsverbindung zwischen denselben herstellen.

7. Vorrichtung nach Anspruch 5 oder 6, dadurch gekennzeich net, daß die sekundäre Druckabgleicheinrichtung (110) au ßerdem jeweils eine Anzahl von radial beabstandeten, sich nicht schneidenden dritten und vierten Leitungen (128, 130) aufweist, die sich mit den ersten bzw. zweiten Leitungen (112, 114) schneiden und sich zwischen den ersten und zwei ten Leitungen (112, 114) und entgegengesetzten äußeren und inneren ringförmigen Oberflächen (80D, 80E) des zweiten Teils (80) erstrecken und eine Strömungsverbindung zwischen diesen herstellen.

8. Vorrichtung nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß sich die ersten und zweiten Leitungen (112, 114) zu der entgegengesetzten Stirnfläche (80C) des zweiten Teils (80) erstrecken und an dieser münden.

9. Vorrichtung nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß die ersten und zweiten Leitungen (112, 114) in der Mitte des zweiten Teils endigen, wo sie sich mit den dritten bzw. vierten Leitungen (128, 130) schneiden.

10. Axialschubkraftkompensationsvorrichtung in einem Gasturbinentriebwerk, das eine erste und eine zweite Struk tur (84, 92) hat, die relativdrehbar sind und ringförmige Hohlräume (84A, 92A) aufweisen, welche einander zugewandt sind, gekennzeichnet durch:

a) ein erstes ringförmiges Teil (78), das in dem ringförmi gen Hohlraum (84A) der ersten Triebwerksstruktur (84) befe stigt ist und eine ringförmige Stirnfläche (78A) hat;
b) ein zweites ringförmiges Teil (80), das in dem ringför migen Hohlraum (92A) der zweiten Triebwerksstruktur (92) befestigt ist und eine ringförmige Stirnfläche (80A) hat, welche der Stirnfläche (78A) des ersten ringförmigen Teils (78) gegenüberliegt und dieser zugewandt ist;
c) eine primäre Hydraulikdruckabgleicheinrichtung (82), die in dem ersten ringförmigen Teil (78) gebildet ist, zum Erzeugen von separaten äußeren und inneren Fluidströmungen durch das erste Teil (78) zu dem äußeren bzw. inneren Ge biet zwischen den Stirnflächen (78A, 80A) des ersten und zweiten Teils (78, 80) bei Drücken, die der Größe des Ab stands entsprechen, welcher zwischen den Stirnflächen (78A, 80A) in den Gebieten vorhanden ist, wobei die separaten Fluidströmungen bei diesen Drücken einen Film strömenden Fluids zwischen und in Kontakt mit den Stirnflächen (78A, 80A) erzeugen, welcher primäre Kompensationsmomentenkräfte erzeugt, die auf die Stirnflächen (78A, 80A) einwirken, um die Stirnflächen (78A, 80A) in insgesamt paralleler Bezie hung zu halten; und
d) eine sekundäre Hydraulikdruckabgleicheinrichtung (110), die in dem zweiten ringförmigen Teil (80) gebildet ist, um sekundäre Kompensationsmomentenkräfte zu erzeugen, welche die primären Kompensationsmomentenkräfte ergänzen, die durch die primäre Druckabgleicheinrichtung (82) gebildet worden sind, um die Größe jeder Nichtparallelitätsbeziehung zwischen den Stirnflächen (78A, 80A) des ersten und zweiten Teils (78, 80) zu begrenzen.

11. Vorrichtung nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß die primäre Druckabgleicheinrichtung (82) eine Anzahl hydrostatischer Taschen (94) aufweist, die in der ringför migen Stirnfläche (78A) des ersten ringförmigen Teils (78) gebildet sind, wobei jede Tasche (94) einen separaten bo genförmigen Teil der ringförmigen Stirnfläche (78A) über spannt und der Stirnfläche (80A) des zweiten ringförmigen Teils (80) zugewandt ist, und wobei jede Tasche (94) durch zwei radial beabstandete und separate äußere und innere bo genförmige Nuten (94A, 94B), die nicht miteinander verbun den sind, gebildet ist.

12. Vorrichtung nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß die primäre Druckabgleicheinrichtung (82) außerdem eine Anzahl äußerer und eine Anzahl innerer Durchflußsteueröff nungen (96, 98) aufweist, die in dem ersten ringförmigen Teil (78) gebildet sind, um eine Druckfluidströmung zu emp fangen, wobei die äußeren Öffnungen (96) in den äußeren Nu ten (94A) und die inneren Öffnungen (98) in den inneren Nu ten (94B) münden, um die inneren und äußeren Fluidströmun gen mit den äußeren bzw. inneren Nuten (94A, 94B) bei den Drücken in Verbindung zu bringen, die der Größe des Ab stands entsprechen, welcher zwischen den Stirnflächen (78A, 80A) des ersten und zweiten ringförmigen Teils (78, 80) vorhanden ist.

13. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 10 bis 12, gekenn zeichnet durch Einrichtungen (108) zum abdichtbaren Befe stigen des ersten Teils (78) in dem ringförmigen Hohlraum (84A) der ersten Triebwerksstruktur (84) und zur Axialbewe gung des ersten Teils (78) innerhalb des Hohlraums (84A) relativ zu der ersten Triebwerksstruktur (84).

14. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 10 bis 13, gekenn zeichnet durch eine Einrichtung (120) zum abdichtbaren Be festigen des zweiten Teils (80) in dem ringförmigen Hohl raum (92A) der zweiten Triebwerksstruktur (92).

15. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 10 bis 14, dadurch gekennzeichnet, daß die sekundäre Druckabgleicheinrichtung (110) umfangsmäßig beabstandete, sich nicht schneidende An zahlen von ersten und zweiten Leitungen (112, 114) auf weist, die in dem zweiten Teil (80) gebildet sind und sich insgesamt in entgegengesetzten diametralen Beziehungen durch das zweite Teil (80) von der Stirnfläche (80A) des selben aus zu einer entgegengesetzten Stirnfläche (80C) desselben erstrecken.

16. Vorrichtung nach Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet, daß die sekundäre Druckabgleicheinrichtung (110) außerdem aufweist:
eine äußere und eine innere ringförmige Kammer (116, 118), die an der entgegengesetzten Stirnfläche (80C) des zweiten Teils (80) in Strömungsverbindung mit dem ringförmigen Hohlraum (92A) der zweiten Triebwerksstruktur (92) gebildet sind;
wobei sich die ersten und zweiten Leitungen (112, 114) zwi schen den äußeren bzw. inneren Nuten (94A, 94B) in der Stirnfläche (78A) des ersten Teils (78) und der inneren und äußeren Kammer (116, 118) an der entgegengesetzten Stirn fläche (80C) des zweiten Teils (80) erstrecken und eine Strömungsverbindung zwischen diesen herstellen.

17. Vorrichtung nach Anspruch 16, dadurch gekennzeichnet, daß die äußere und innere Kammer (116, 118) an der entge gengesetzten Stirnfläche (80C) des zweiten Teils (80) durch einen Bund (124) gebildet sind, der von dieser vorsteht und die zweite Triebwerksstruktur (92) innerhalb von deren ringförmigem Hohlraum (92A) berührt.

18. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 15 bis 17, dadurch gekennzeichnet, daß die sekundäre Druckabgleicheinrichtung (110) außerdem jeweils eine Anzahl von radial beabstande ten, sich nicht schneidenden dritten und vierten Leitungen (128, 130) aufweist, die sich mit den ersten bzw. zweiten Leitungen (112, 114) schneiden und sich zwischen den ersten und zweiten Leitungen (112, 114) und entgegengesetzten äu ßeren und inneren ringförmigen Oberflächen (80D, 80E) des zweiten Teils (80) erstrecken und eine Strömungsverbindung zwischen diesen herstellen.

19. Vorrichtung nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, daß sich die ersten und zweiten Leitungen (112, 114) zu der entgegengesetzten Stirnfläche (80C) des zweiten Teils (80) erstrecken und an dieser münden.

20. Vorrichtung nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, daß die ersten und zweiten Leitungen (112, 114) in der Mitte des zweiten Teils endigen, wo sie sich mit den drit ten bzw. vierten Leitungen (128, 130) schneiden.