EP2547911A1 - Lageranordnung für eine welle eines turbinenrades - Google Patents

Lageranordnung für eine welle eines turbinenrades

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Publication number
EP2547911A1
EP2547911A1 EP11782393A EP11782393A EP2547911A1 EP 2547911 A1 EP2547911 A1 EP 2547911A1 EP 11782393 A EP11782393 A EP 11782393A EP 11782393 A EP11782393 A EP 11782393A EP 2547911 A1 EP2547911 A1 EP 2547911A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
bearing
gap
shaft
turbine wheel
arrangement according
Prior art date
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Withdrawn
Application number
EP11782393A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Bernhard Schweizer
Mario Sievert
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Voith Patent GmbH
Original Assignee
Voith Patent GmbH
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Voith Patent GmbH filed Critical Voith Patent GmbH
Publication of EP2547911A1 publication Critical patent/EP2547911A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C32/00—Bearings not otherwise provided for
    • F16C32/06—Bearings not otherwise provided for with moving member supported by a fluid cushion formed, at least to a large extent, otherwise than by movement of the shaft, e.g. hydrostatic air-cushion bearings
    • F16C32/0629—Bearings not otherwise provided for with moving member supported by a fluid cushion formed, at least to a large extent, otherwise than by movement of the shaft, e.g. hydrostatic air-cushion bearings supported by a liquid cushion, e.g. oil cushion
    • F16C32/0633—Bearings not otherwise provided for with moving member supported by a fluid cushion formed, at least to a large extent, otherwise than by movement of the shaft, e.g. hydrostatic air-cushion bearings supported by a liquid cushion, e.g. oil cushion the liquid being retained in a gap
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/05—Shafts or bearings, or assemblies thereof, specially adapted for elastic fluid pumps
    • F04D29/056—Bearings
    • F04D29/057—Bearings hydrostatic; hydrodynamic
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C17/00—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement
    • F16C17/02—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement for radial load only
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C17/00—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement
    • F16C17/12—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement characterised by features not related to the direction of the load
    • F16C17/18—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement characterised by features not related to the direction of the load with floating brasses or brushing, rotatable at a reduced speed
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C2360/00—Engines or pumps
    • F16C2360/23—Gas turbine engines
    • F16C2360/24—Turbochargers

Definitions

  • the invention relates to a bearing arrangement for a shaft of a turbine wheel or a turbine wheel and a compressor wheel according to the closer defined in the preamble of claim 1.
  • Turbochargers are well known as well as prior art turbocompound systems. Both are used in combination with vehicle powertrains, typically internal combustion engines, and serve to provide thermal energy and pressure energy contained in the exhaust gases of the engine
  • the energy recovered via the turbine wheel as an impeller from the hot exhaust gases is also converted into mechanical rotational energy on a shaft carrying the turbine wheel.
  • this energy then becomes the mechanical drive of components and the recovery of mechanical energy
  • Turbocompound systems are commonly used to support the shaft used hydrodynamic plain bearings, which have circular cylindrical bushings according to the general state of the art. These are typically designed as floating bushings, so that the bearing bush has two bearing gaps, once between a statically fixed housing and the bearing bush on the one hand and between the shaft and the bearing bush on the other.
  • the floating arrangement of the bushings allows in operation, the rotation of the same between the shaft and the housing. This is mainly caused by the fact that due to the small radial gap dimensions of the
  • Bearing gaps cause the viscous resistance or deceleration forces to an angular momentum on the floating bushing, so that it is set in rotation.
  • Such bearings are typically supplied with oil by lubricating oil bores in the region of the bearing bush in such a way that both bearing gaps have a corresponding oil film.
  • Lubricating film which minimizes the friction and wear, in particular between the shaft and the bearing bush, while corresponding rotational speeds of the bearing bush itself are necessary and desirable. At such high speeds of the floating bushing, however, there is a risk that
  • Bearing columns normally provides a desired damping of the rotating shaft, it comes under such operating conditions to a reduced
  • Bearings in the form of hydrodynamic sliding bearings are also known from the further general state of the art, for example in the form of DE 1 575 563, in which the bearing bush or the shaft mounted in the bearing bush have mutually different cross-sectional profiles in a cross section perpendicular to the axis of rotation. These non-round or at least not circular executed cross-sectional profiles allow and improve the formation of a hydrodynamic lubricant film. In floating bushings, however, such a configuration is only partially possible because this typically favors the entrainment of the bearing bush to a high speed at a correspondingly high shaft speed rather than counteract this.
  • the object of the present invention now lies in a bearing assembly for a shaft of a turbine wheel or a
  • Characteristic part of claim 1 achieved in that a ratio of related to a rotational axis of the shaft radii of the first bearing gap and the second bearing gap changes over the maximum extent of the bearing bush at least once.
  • the two bearing gaps can thus run, for example, at an angle to each other, so that the floating bearing bush in the
  • the position gaps are arranged eccentrically to each other.
  • the bearing gaps can be formed here again in the manner of lateral surfaces of circular cylinders.
  • the center axes of the respective circular cylinder are not congruent to each other, but parallel to each other or even can run at an angle to each other.
  • Such an eccentric arrangement of the bearing gaps to one another can thus solve the above-mentioned problem.
  • This constant gap width of the bearing gap in the axial direction regardless of the The course of the bearing gap itself represents a particularly simple and efficient construction, which can be correspondingly easily realized, in particular in the production. Thanks to the constant gap width of the bearing gap, it also allows efficient and uniform storage over the entire available storage area.
  • the structure then has a conical bearing gap.
  • Rotation axis acting vector components as well as to reduce vibration.
  • the thrust bearings are relieved by appropriate forces or it can even be dispensed with in certain cases even on a thrust bearing.
  • the approach according to the invention can be realized very simply and inexpensively, since it does not already occur
  • Flow conditions of the lubricating oil in the respective bearing gap can be determined by surface structuring or through the use of
  • the bearing bush has a statistical and / or dynamic unbalance with respect to its geometric center axis. As a result, the pressure build-up in the bearing gap is favored.
  • a predetermined Speed difference of the bearing bush against the shaft can be adjusted, which serves for example to avoid unwanted acoustic effects.
  • an advantageous rotational speed of the bearing bush can be adjusted from 20% to 50% relative to the rotational speed of the shaft, which has proven to be particularly efficient.
  • Figure 1 is a sectional view of an exemplary turbocharger for
  • FIG. 2 shows a bearing arrangement with a bearing bush having an inclined bearing gap
  • Figure 3 shows a bearing assembly with a two mutually inclined
  • Figure 4 shows a bearing assembly with two bearing gaps, in opposite
  • Figure 5 is a two cylindrical portions having different diameters bearing bushing
  • FIG. 7 shows a bearing bush whose outer and inner bearing gaps each have a cylindrical region and a conical region;
  • FIG. 8 shows a bearing arrangement with two bearing bushes according to FIG. 3;
  • Figure 10 is a two concentric bearing gaps same bearing length with axial
  • Figure 11 is an axially displaceable against the force of a spring element
  • Figure 12 is a bearing bush with a variable in the axial direction
  • the exhaust gas turbocharger 1 comprises a turbine wheel 2, a shaft 3 and a compressor wheel 4.
  • Exhaust gas for example hot exhaust gas from the region of an internal combustion engine, not shown, flows into the area of the turbine wheel 2 via a volute 5 spirally around the outer circumference of the turbine wheel 2 does this because of it
  • variable turbine guide grille with guide vanes 7 can be seen between the volute casing 5 and the blades 6 of the turbine wheel 2. This is known from the general state of the art and is common in turbochargers 1. It's on here However, the present invention has no influence, so its functionality is not discussed in more detail.
  • the exhaust gas turbocharger 1 could also be realized without the guide vanes 7. Rotationally fixed to the turbine wheel 2, the shaft 3 is connected, which in turn is non-rotatably connected to the compressor 4. The compressor 4 sucks fresh air from the environment and compresses it in the area of a
  • the turbocharger 1 also has a static
  • housing 9 which comes to rest between the turbine wheel 2 and the compressor 4.
  • the shaft 3 is mounted on bearing bushes 10.
  • the bushings 10 are shown in principle via the housing 9 lines supplied lubricating oil, so that forms a hydrodynamic sliding bearing.
  • the bushings 10, on soft will be discussed in more detail later, are designed as a floating bushings 10. This means that they form a first bearing gap 11 between the housing 9 and the bearing bush 10, and a second bearing gap 12 between the bearing bush 10 and the shaft 3. This is in the enlarged schematic representation of one of the bearing bushes 10 in the illustration of Figure 2 better to recognize.
  • FIG. 2 The basic representation of Figure 2 shows the shaft 3 and the static housing 9 and a rotatably mounted on the shaft or integrally formed with the shaft 3 ring 13.
  • This ring or bearing ring 13 is shown in Figure 2 and the following figures each comparable and should in particular be formed integrally with the shaft.
  • the bearing gaps 11, 12 can be supplied in a known manner with lubricating oil.
  • one or more holes in the bearing bush 10 himself be present. To simplify this and the following illustration is dispensed with a representation of such holes.
  • the bearing gaps 1 1, 12 and the floating bushing 10 are now configured so that the first bearing gap 1 1 has a first radius ri, based on a rotation axis 14 of the shaft 3.
  • the second bearing gap 12 has a deviating radius r 2 .
  • the two radii ri and x 2 are shown by way of example only in an axial position.
  • the first bearing gap 1 is formed in the manner of a conical surface, that is inclined to the axis of rotation 14 of the shaft 3.
  • the maximum width of the bearing bush 10 which is marked in the illustration of Figure 2 with x, changes the radius of the first bearing gap 11.
  • the second bearing gap 12 should be formed in this embodiment as a lateral surface of a circular cylinder, so that the radius r 2 of the second bearing gap 12 does not change over the maximum width x of the bearing bush 10.
  • Embodiment of the bearing bush 10 in the illustration of Figure 2 is thus characterized in that the ratio r ⁇ lr 2 of the radii of the two
  • Bearing gap 1 1, 12 to each other over the maximum extent x of the bearing bush 10 in the axial direction is not constant.
  • the ratio changes from the one side of the bearing bush 10 in the axial direction to the other side of the bearing bush 10 in the axial direction continuously.
  • the gap width of the bearing gaps 1 1, 12 is preferably constant in the axial direction.
  • the bearing bush 10 is very similar to the embodiment shown in Figure 2 executed. It points opposite to the representation in Figure 2 only the difference that not only the first bearing gap 11, but also the second bearing gap 12 with respect to the rotation axis 14 is designed to be inclined. Since the two bearing gaps are also designed to be inclined with respect to one another, it is also the case here that the ratio of the radii r 1 over the axial extent x of the bearing bush 10 changes continuously.
  • the inclinations of the bearing gaps 11, 12 are designed so that they each with the rotation axis 14 an angle ⁇ , ß on the same side of the bearing bush 10th
  • Figure 4 shows a further structure of a bearing bush, in which also both bearing gaps 11, 12 are designed inclined. Unlike the embodiment of the bearing bush 10 selected in FIG. 3, however, the extension of the first bearing gap 11 here intersects with the rotation axis 14 on the other side of the bearing bush 10 as the extension of the second
  • the bearing gaps are thus designed inclined in opposite directions. This allows a compensation of the axial direction of the
  • Rotation axis 14 acting force components since a part of the components in each case in one and another part of the components in each case acts in the other direction. Again, it is true that the ratio ri / r 2 over the width x of the bearing bush 0 is not constant.
  • the first bearing gap 11 has three
  • Outer surface stepped bearing bushing 10 is created. This can also absorb axial forces in addition to radial forces, since in the region of the sudden cross-sectional enlargement forces also in the direction of the axis of rotation 14th
  • FIG. 6 a similar configured bearing bush 10 can be seen again.
  • a similar combination, which connects the embodiments of FIGS. 3 and 5, can be seen in the illustration of FIG. FIG. 8 takes up the already discussed in the context of FIG
  • FIG. 9 shows a further possible embodiment of the bearing bush 10.
  • the bushing 10 in this embodiment has the two
  • Bearing column, 12 essentially concentric on. Both bearing gaps are formed in the manner of lateral surfaces of circular cylinders. However, the two bearing gaps extend over different distances in the axial
  • Bearing bush 10 are both bearing gaps 11, 12 in the axial direction of the same length, but they are arranged offset with their starting points or end points in the axial direction to each other. This also results in jumps in the ratio of the radii r- ⁇ , r 2 to each other, so that also the effect according to the invention can be achieved with a comparatively simple structure.
  • Vibrations lead to a displacement of the bearing bush 10 against the spring forces, which reset them with increasing deflection of the bearing bush 10 with increasing force again, so that the systemsregelnd ensures stable storage.
  • Bearing gaps 11, 12, an alternative embodiment in Figure 12 is shown. This has the bearing bushing 10 between the bearing bush 10 and the housing 7, the first bearing gap 11 in the way that this gap width or its gap width changes over the axial width x of the bearing bush 10 accordingly.
  • the first bearing gap 11 on the right-hand side has a first gap width indicated by bi, while on the right-hand side Having opposite axial side of the bearing bushing 0 and the bearing gap 11 has a larger b2 designated gap width. This also leads to an inhomogeneous pressure build-up in the bearing gap, which helps to prevent unwanted vibrations.
  • the bearing bush 10 is designed so that, in the illustration of Figure 11 greatly exaggerated, the central axes of the outer circular cylindrical surface which forms the first bearing gap 11 between the bearing bush 10 and the housing 7, and the inner annular surface, which between the shaft 3 or the ring 13 and the bearing bush 10, the second bearing gap 11 is formed, are arranged eccentrically to each other.
  • the central axes are not aligned with the axis of rotation 14 of the shaft 3, but at least one of the axes deviates from the axis of rotation 14 and is arranged parallel to this in the illustration of FIG.
  • All embodiments contribute to reducing subharmonic excitations or self-excited vibrations. They can thus minimize or prevent acoustic interference and can in particular ensure that the shaft 3 in the bearings does not become unstable, which could lead to a corresponding rocking of the system of shaft and turbine wheel 2 and possibly the compressor 4. In the worst case could this can lead to a breakdown of the rotor from shaft 3, turbine 2 and compressor 4. All variants also relieve the thrust bearing, so that this, if it should continue to be / must be structurally simple design.
  • the embodiments are simple and efficient to implement. You can, for example, conventional

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Abstract

Lageranordnung für eine Welle (3) eines Turbinenrades (2) oder eines Turbinenrades (2) und eines Verdichterrades (4), wobei - das Turbinenrad (2) vom Abgas eines Fahrzeug-Antriebsaggregats angetrieben ist, mit - einem statischen Gehäuse (9), welches - mit einer relativ zum Gehäuse (9) drehbeweglich angeordneten Lagerbuchse (10) - einem ersten Lagerspalt (11) einschliesst, wobei - die Lagerbuchse (10) die Welle (3) drehbeweglich aufnimmt und mit dieser einen zweiten Lagerspalt (12) einschliesst. Die Erfindung ist dadurch gekennzeichnet, dass ein Verhältnis (R1/R2) von auf eine Rotationsachse (14) der Welle (3) bezogenen Radien (R1,R2) des ersten Lagerspalts (11) und des zweiten Lagerspalts (12) sich über die maximale axiale Ausdehnung (x) der Lagerbuchse (10) wenigstens einmal ändert.

Description

Lageranordnung für eine Welle eines Turbinenrades
Die Erfindung betrifft eine Lageranordnung für eine Welle eines Turbinenrades oder eines Turbinenrades und eines Verdichterrades nach der im Oberbegriff von Anspruch 1 näher definierten Art.
Turbolader sind ebenso wie Turbocompound-Systeme aus dem allgemeinen Stand der Technik bekannt. Beide werden in Kombination mit Fahrzeug- Antriebsaggregaten, typischerweise Verbrennungsmotoren, eingesetzt und dienen dazu, thermische Energie und Druckenergie, welche in den Abgasen des
Antriebsaggregats vorhanden ist, über ein Turbinenrad in mechanische Energie umzuwandeln. Bei einem Turbolader oder auch Abgasturbolader wird diese mechanische Energie typischerweise direkt über eine das Turbinenrad mit einem Verdichterrad verbindende Welle in Rotationsenergie für den Antrieb des
Verdichterrads umgesetzt. Über das Verdichterrad wird dadurch Luft für das
Antriebsäggregat, insbesondere Ansaugluft für den Verbrennungsmotor, verdichtet und kann so mit einem erhöhten Ladedruck zugeführt werden. Insbesondere auf einem Verbrennungsmotor bewirkt diese Erhöhung des Ladedrucks und damit einhergehend die Vergrößerung der dem Verbrennungsmotor zugeführten
Luftmasse eine effizientere Verbrennung und eine bessere Ausnutzung der in dem Kraftstoff gespeicherten Energie.
Bei dem Turbocompound-System ist es so, dass die über das Turbinenrad als Laufrad aus den heißen Abgasen zurückgewonnene Energie ebenfalls in mechanische Rotationsenergie an einer das Turbinenrad tragenden Welle umgewandelt wird. Diese Energie wird dann jedoch zum mechanischen Antrieb von Komponenten und zur Rückspeisung von mechanischer Energie
beispielsweise in dem Bereich der Kurbelwelle eines Verbrennungsmotors verwendet.
Sowohl beim Turbolader mit Turbinenrad und Verdichterrad als auch beim
Turbocompound-System werden zur Lagerung der Welle üblicherweise hydrodynamische Gleitlager eingesetzt, die gemäß dem allgemeinen Stand der Technik kreiszylindrische Lagerbuchsen aufweisen. Diese sind typischerweise als Schwimmbuchsen ausgeführt, sodass die Lagerbuchse zwei Lagerspalte aufweist, einmal zwischen einem statisch feststehenden Gehäuse und der Lagerbuchse einerseits und zwischen der Welle und der Lagerbuchse andererseits. Die schwimmende Anordnung der Lagerbuchsen erlaubt im Betrieb das Rotieren derselben zwischen der Welle und dem Gehäuse. Schwerpunktmäßig wird dies dadurch verursacht, dass aufgrund der geringen radialen Spaltmaße der
Lagerspalte die viskosen Widerstands- beziehungsweise Verzögerungskräfte zu einem Drehimpuls auf die schwimmende Lagerbuchse führen, sodass diese in Rotation versetzt wird.
Derartige Lager werden dabei typischerweise durch Schmierölbohrungen im Bereich der Lagerbuchse so mit Öl versorgt, dass beide Lagerspalte einen entsprechenden Ölfilm aufweisen. Zur Ausbildung eines hydrodynamischen
Schmierfilms, welcher die Reibung und den Verschleiß insbesondere zwischen der Welle und der Lagerbuchse minimiert, sind dabei entsprechende Drehzahlen der Lagerbuchse selbst notwendig und erwünscht. Bei solchen hohen Drehzahlen der schwimmenden Lagerbuchse besteht dann jedoch die Gefahr, dass
selbsterregte Schwingungen entstehen, welche durch Wirbel in dem Schmierfilm hervorgerufen werden. Während der hydrodynamische Schmierfilm in den
Lagerspalten normalerweise für eine gewünschte Dämpfung der rotierenden Welle sorgt, kommt es unter derartigen Betriebszuständen zu einer verminderten
Dämpfung und Steifigkeit der Wellenbewegung, was letztlich zu einem
unerwünschten Verschleiß führen kann. Außerdem kommt es im Betrieb der
Lagerung mit der schwimmenden Lagerbuchse zu subharmonischen Anregungen, welche akustische Geräusche verursachen. Dies ist einerseits aufgrund der unerwünschten Lärmemissionen zu verhindern und kann andererseits zu so großen Amplituden der subharmonischen Anregung führen, dass dadurch die Lagerung instabil wird. Schlimmstenfalls kommt es zu einer Beschädigung des Turbinenrades durch ein Anschlagen am Gehäuse. Beispielhaft soll hinsichtlich der Lagerung der Welle eines Abgasturboladers auf die DE 10 2004 009 412 A1 verwiesen werden. Ebenso ist eine derartige
Lagerung auch aus der DE 195 39 678 A1 bekannt. Im Rahmen der DE 195 39 678 A1 ist dabei eine schwimmende Lagerbuchse beschrieben, welche über geeignete Öffnungen einen Schmierölstrom von dem einen Lagerspalt auf den anderen Lagerspalt leitet. Die erfindungsgemäße Besonderheit liegt nun darin, dass die Ausbildung dieser Förderöffnungen für das Schmieröl so ausgebildet sind, dass diese einer zunehmenden Rotation der schwimmenden Lagerbuchse bei sich erhöhender Drehzahl der Welle entgegenwirken.
Aus dem weiteren allgemeinen Stand der Technik beispielsweise in Form der DE 1 575 563 sind außerdem Lagerungen in Form von hydrodynamischen Gleitlagern bekannt, bei denen die Lagerbuchse oder die in der Lagerbuchse gelagerte Welle voneinander abweichende Querschnittsprofile in einem Querschnitt senkrecht zur Rotationsachse aufweisen. Diese unrund oder zumindest nicht kreisförmig ausgeführten Querschnittsprofile ermöglichen und verbessern die Ausbildung eines hydrodynamischen Schmierfilms. Bei schwimmenden Lagerbuchsen ist eine solche Ausgestaltung jedoch nur bedingt möglich, da diese typischerweise das Mitschleppen der Lagerbuchse auf eine hohe Drehzahl bei entsprechend hoher Wellendrehzahl eher begünstigt, als diesem entgegenzuwirken.
Vor diesem Hintergrund liegt die Aufgabe der hier vorliegenden Erfindung nun darin, eine Lageranordnung für eine Welle eines Turbinenrads oder eines
Turbinenrads und eines Verdichterrads anzugeben, welche so ausgeführt ist, dass unerwünschte Schwingungen vermieden und gleichzeitig der Aufwand bei der Herstellung reduziert ist.
Diese Aufgabe wird durch eine Lageranordnung mit den Merkmalen im
kennzeichnenden Teil des Anspruchs 1 gelöst. Die Merkmale im kennzeichnenden Teil der Ansprüche 3 und 6 geben alternative unabhängige Lösungen für die oben genannte Aufgabe an. Die hiervon jeweils abhängigen Unteransprüche beschreiben besonders günstige und vorteilhafte Weiterbildungen der jeweiligen erfindungsgemäßen Lageranordnungen.
Die erste Lösung der oben genannten Aufgabe wird gemäß dem
kennzeichnenden Teil des Anspruchs 1 dadurch erreicht, dass ein Verhältnis von auf eine Rotationsachse der Welle bezogenen Radien des ersten Lagerspalts und des zweiten Lagerspalts sich über die maximale Ausdehnung der Lagerbuchse wenigstens einmal ändert. Die beiden Lagerspalte können also beispielsweise schräg zueinander verlaufen, sodass die schwimmende Lagerbuchse im
Wesentlichen konisch ausgebildet ist. Auch alternative Ausgestaltungen · beispielsweise mit einem Lagerspalt, welcher in mehreren kontinuierlich oder sprungartig ineinander übergehenden Stufen in axialer Richtung verläuft, wäre denkbar. Letztlich wäre es auch denkbar, die Lagerspalte so auszubilden, dass diese entweder unterschiedliche axiale Längen aufweisen oder in axialer Richtung an unterschiedlichen Positionen angeordnet sind. Auch hierdurch kommt es zu Änderungen beziehungsweise Sprüngen im Verhältnis ihrer Radien über die axiale Ausdehnung der schwimmenden Lagerbuchse.
Eine Alternative dazu ist durch die Merkmale im kennzeichnenden Teil des Anspruchs 3 beschrieben. Gemäß dieser Ausgestaltung der erfindungsgemäßen Lagerung ist es vorgesehen, dass die Lagespalte exzentrisch zueinander angeordnet sind. Die Lagerspalte können hier wieder in der Art von Mantelflächen von Kreiszylindern ausgebildet sein. Allerdings liegen die Mittelachsen der jeweiligen Kreiszylinder nicht deckungsgleich aufeinander, sondern parallel nebeneinander oder können sogar in einem Winkel zueinander verlaufen. Auch eine solche exzentrische Anordnung der Lagerspalte zueinander kann also die oben genannte Aufgabe lösen.
In einer besonders günstigen und vorteilhaften Weise über der bisher
beschriebenen erfindergemäßen Lösungen ist es vorgesehen, dass die
Lagerspalte einer in axialer Richtung konstanter Spaltbreite aufweisen. Diese konstante Spaltbreite des Lagerspalts in axialer Richtung unabhängig von dem Verlauf des Lagerspalts selbst stellt einen besonders einfachen und effizienten Aufbau dar, welcher insbesondere in der Herstellung entsprechend einfach realisiert werden kann. Er erlaubt durch den Lagerspalt mit konstanter Spaltbreite außerdem eine effiziente und gleichmäßige Lagerung über die gesamte zur Verfügung stehende Lagerfläche.
Letztlich kann außerdem auch eine Lösung, wie sie im kennzeichnenden Teil des Anspruchs 6 genannt ist, die oben genannte Aufgabe lösen. Dabei ist es vorgesehen, dass wenigstens einer der Lagerspalte sich in seiner axialen
Richtung hinsichtlich der Spaltbreite, also des radialen Spaltmaßes, verändert. Der Aufbau weist dann einen konischen Lagerspalt auf.
Allen drei geometrischen Lösungsvarianten liegt dabei derselbe Mechanismus zugrunde. Die Lösungsvarianten können jeweils einzeln und/oder in Kombination miteinander eingesetzt werden. Der gemeinsame diesen Ausgestaltungen zugrundeliegende Effekt ermöglicht es, dass die Schwingungsanregungen minimiert werden. Die Zuverlässigkeit der Lagerung wird damit erhöht und die akustischen Emissionen werden verringert. Die oben beschriebenen
geometrischen Ausgestaltungen jeweils alleine oder in Kombination miteinander sind gemäß den Untersuchungen der Erfinder in der Lage, im Betrieb Kräfte in Form eines mehrdimensionalen Vektorfelds zu erzeugen, welche zugleich eine Stabilisierung der Lageranordnung, beispielsweise durch in Richtung der
Rotationsachse wirkende Vektorkomponenten, als auch zu einer Verminderung von Schwingungen führen. Außerdem werden die Axiallager durch entsprechende Kräfte entlastet oder es kann in bestimmten Fällen sogar auf ein Axiallager gänzlich verzichtet werden. Der erfindungsgemäße Ansatz lässt sich dabei sehr einfach und kostengünstig realisieren, da er nicht die bereits aufgetretenen
Schwingungen in ihrer Wirkung abzumildern versucht, sondern da solche unerwünschten Schwingungen bereits an ihrer Entstehung gehindert werden. Insbesondere bei oder in Kombination mit der exzentrischen Anordnung der Lagerspalte entsteht außerdem eine gewünschte Unwucht, die der
Schwingungsänregung in sinnvoller Art und Weise entgegenwirkt. In einer besonders vorteilhaften Weiterbildung des erfindungsgemäßen Aufbaus der Lageranordnung ist es ferner vorgesehen, dass beide Lagerspalte
gegeneinander geneigt ausgebildet sind. Aufgrund ihrer Steigungen mit unterschiedlichen Vorzeichen kommt es im Betrieb zu Kräften, welche immer auch eine Vektorkomponente in Achsrichtung aufweisen. Da steigungsabhängig die Vektorkomponenten beim einen Lagerspalt in die entgegengesetzte Richtung verlaufen als beim anderen Lagespalt, kommt es so zu einer seitlichen
Stabilisierung der Lageranordnung im Betrieb.
In einer weiteren sehr vorteilhaften Ausgestaltung der erfindungsgemäßen
Lagerung ist es ferner vorgesehen, dass die Materialstärke und/oder
Materialbeschaffenheit der Lagerbuchse im Verlauf der axialen Erstreckung der Lagerbuchse differiert. Neben der durch die gewünschte Geometrie bedingten abweichenden Wand- beziehungsweise Materialstärke der Lagerbuchse geht mit der Formänderung auch eine Änderung des Schwerpunkts einher, mit der Folge eines wesentlich veränderten dynamischen Verhaltens. Dies kann dazu genutzt werden, ein bestimmtes Schwingungsverhalten sicherzustellen. In gleicher weise kann dieser Effekt auch durch unterschiedliche Materialien, beispielsweise Materialien unterschiedlicher Dichten, erreicht werden. Auch die
Strömungsverhältnisse des Schmieröls in dem jeweiligen Lagerspalt lassen sich durch Oberflächenstrukturierungen öder durch den der Einsatz von
Oberflächenrauheiten beeinflussen.
Gemäß einer sehr vorteilhaften Weiterbildung der erfindungsgemäßen
Lageranordnung ist es ferner vorgesehen, dass die Lagerbuchse bezogen auf ihre geometrische Mittelachse eine statistische und/oder dynamische Unwucht aufweist. Hierdurch wird der Druckaufbau in dem Lagerspalt begünstigt. Zugleich kann aufgrund der oben beschriebenen Ausgestaltungen eine vorbestimmte Drehzahldifferenz der Lagerbuchse gegenüber der Welle eingestellt werden, welche beispielsweise der Vermeidung unerwünschter akustischer Effekte dient. So kann in der Praxis eine vorteilhafte Drehzahl der Lagerbuchse von 20% bis 50% bezogen auf die Drehzahl der Welle eingestellt werden, welche sich als besonders effizient erwiesen hat.
Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen der erfindungsgemäßen Lageranordnung in verschiedenen möglichen Varianten ergeben sich aus den restlichen abhängigen Unteransprüche und werden anhand der Ausführungsbeispiele deutlich, welche nachfolgend unter Bezugnahme auf die Figuren näher beschrieben werden.
Dabei zeigen:
Figur 1 eine Schnittdarstellung eines beispielhaften Turboladers zur
Veranschaulichung der Lagerung gemäß der Erfindung;
Figur 2 eine Lageranordnung mit einem einer einen geneigten Lagerspalt aufweisenden Lagerbuchse;
Figur 3 eine Lageranordnung mit einer zwei zueinander geneigte
Lagerspalte aufweisenden Lagerbuchse;
Figur 4 eine Lageranordnung mit zwei Lagerspalten, die in entgegengesetzte
Richtungen geneigt sind;
Figur 5 eine zwei zylindrische Bereiche mit unterschiedlichen Durchmessern aufweisende Lagerbuchse;
Figur 6 eine Lagerbuchse, deren äußerer Lagerspalt einen zylindrischen
Bereich und einen konischen Bereich aufweist; Figur 7 eine Lagerbuchse, deren äußerer und innerer Lagerspalt jeweils einen zylindrischen Bereich und einen konischen Bereich aufweisen;
Figur 8 eine Lageranordnung mit zwei Lagerbuchsen gemäß Figur 3;
Figur 9 eine zwei konzentrische Lagerspalte unterschiedlicher Länge
aufweisende Lagerbuchse;
Figur 10 eine zwei konzentrische Lagerspalte gleicher Lagerlänge mit axialem
Versatz aufweisende Lagerbuchse;
Figur 11 eine entgegen der Kraft eines Federelements axial verschiebbare
Lagerbuchse;
Figur 12 eine Lagerbuchse mit einem in axialer Richtung veränderlichen
Lagerspalt; und
Figur 13 eine Lagerbuchse mit zwei zylindrischen Lagerspalten in
exzentrischer Anordnung.
In der Darstellung der Figur 1 ist ein Abgasturbolader 1 zu erkennen, an dem die Erfindung beispielhaft erläutert werden soll. Sie lässt sich analog hierzu
selbstverständlich auch auf Welle und Turbinenrad eines Turbocompound- Systems übertragen. Der Abgasturbolader 1 umfasst ein Turbinenrad 2, eine Welle 3 sowie ein Verdichterrad 4. Über ein spiralförmig um den äußeren Umfang des Turbinenrads 2 umlaufendes Spiralgehäuse 5 strömt Abgas, beispielsweise heißes Abgas aus dem Bereich eines nicht dargestellten Verbrennungsmotors in den Bereich des Turbinenrads 2 ein und treibt dieses aufgrund seiner
Beschaufelung 6 an. In dem hier dargestellten Ausführungsbeispiel ist dabei ein variables Turbinenleitgitter mit Leitschaufeln 7 zwischen dem Spiralgehäuse 5 und den Schaufeln 6 des Turbinenrads 2 zu erkennen. Dies ist aus dem allgemeinen Stand der Technik bekannt und bei Turboladern 1 häufig üblich. Es hat auf die hier vorliegende Erfindung jedoch keinerlei Einfluss, sodass auf seine Funktionalität nicht näher eingegangen wird. Der Abgasturbolader 1 könnte auch ohne die Leitschaufeln 7 realisiert werden. Drehfest mit dem Turbinenrad 2 ist die Welle 3 verbunden, welche ihrerseits drehfest mit dem Verdichterrad 4 verbunden ist. Das Verdichterrad 4 saugt Frischluft aus der Umgebung an und verdichtet diese in den Bereich eines
Spiralgehäuses 8, welches um das Verdichterrad 4 angeordnet ist. Die verdichtete Luft dient dann zur Erhöhung der Luftmasse für den Verbrennungsmotor, zur sogenannten Aufladung. Der Turbolader 1 weist außerdem ein statisches
Gehäuse 9 auf, welches zwischen dem Turbinenrad 2 und dem Verdichterrad 4 zu liegen kommt. Im Bereich dieses statischen Gehäuses 9 ist die Welle 3 über Lagerbuchsen 10 gelagert. Den Lagerbuchsen 10 werden über dem Gehäuse 9 prinzipmäßig dargestellte Leitungen Schmieröl zugeführt, sodass sich ein hydrodynamisches Gleitlager ausbildet. Die Lagerbuchsen 10, auf weiche später noch näher eingegangen wird, sind dabei als schwimmende Lagerbuchsen 10 ausgebildet. Dies bedeutet, dass sie einen ersten Lagerspalt 11 zwischen dem Gehäuse 9 und der Lagerbuchse 10 ausbilden, sowie einen zweiten Lagerspalt 12 zwischen der Lagerbuchse 10 und der Welle 3. Dies ist in der vergrößerten prinzipmäßigen Darstellung einer der Lagerbuchsen 10 in der Darstellung der Figur 2 besser zu erkennen.
Die prinzipmäßige Darstellung der Figur 2 zeigt die Welle 3 sowie das statische Gehäuse 9 und einen auf der Welle drehfest angeordneten oder einstückig mit der Welle 3 ausgebildeten Ring 13. Dieser Ring oder Lagerring 13 ist in Figur 2 und den nachfolgenden Figuren jeweils vergleichbar dargestellt und soll insbesondere einstückig mit der Welle ausgebildet sein. Zwischen diesem Lagerring 13 und der Lagerbuchse 10 liegt nun der oben bereits erwähnte zweite Lagerspalt 12, während sich zwischen der Lagerbuchse 10 und dem Gehäuse 9 der erste Lagerspaft 11 befindet. Die Lagerspalte 11 , 12 können in sich bekannter Art und Weise mit Schmieröl versorgt werden. Hierfür kann neben einer Bohrung im Gehäuse 9 auch eine oder mehrere Bohrungen im Bereich der Lagerbuchse 10 selbst vorhanden sein. Zur Vereinfachung dieser und der folgenden Darstellung wird auf eine Darstellung von derartigen Bohrungen verzichtet.
Die Lagerspalte 1 1 , 12 und die schwimmende Lagerbuchse 10 sind nun so ausgestaltet, dass der erste Lagerspalt 1 1 einen ersten Radius r-i aufweist, bezogen auf eine Rotationsachse 14 der Welle 3. Der zweite Lagerspalt 12 weist einen hiervon abweichenden Radius r2 auf. Die beiden Radien ri und x2 sind dabei exemplarisch lediglich in einer axialen Position dargestellt. In der Darstellung der Figur 2 ist der erste Lagerspalt 1 in der Art einer Kegelmantelfläche ausgebildet, verläuft also geneigt zur Rotationsachse 14 der Welle 3. Über die maximale Breite der Lagerbuchse 10, welche in der Darstellung der Figur 2 mit x gekennzeichnet ist, verändert sich der Radius des ersten Lagerspalts 11 . Der zweite Lagerspalt 12 soll in diesem Ausführungsbeispiel als Mantelfläche eines Kreiszylinders ausgebildet sein, sodass der Radius r2 des zweiten Lagerspalts 12 sich über die maximale Breite x der Lagerbuchse 10 sich nicht verändert. Die besondere
Ausgestaltung der Lagerbuchse 10 in der Darstellung gemäß Figur 2 ist also dadurch gekennzeichnet, dass das Verhältnis r^lr2 der Radien der beiden
Lagerspalte 1 1 , 12 zueinander über die maximale Ausdehnung x der Lagerbuchse 10 in axialer Richtung nicht konstant ist. In dem hier dargestellten
Ausführungsbeispiel ändert sich das Verhältnis ausgehend von der einen Seite der Lagerbuchse 10 in axialer Richtung bis hin zur anderen Seite der Lagerbuchse 10 in axialer Richtung kontinuierlich. Die Spaltbreite der Lagerspalte 1 1 , 12 ist dabei in axialer Richtung vorzugsweise konstant. In den nachfolgend beschriebenen Ausführungsbeispielen sind nun verschiedene mögliche Ausgestaltungen von Lagerbuchsen 10 gemäß der Erfindung
beschrieben. Diese werden dabei analog dem in Figur 2 dargestellten
prinzipmäßigen Aufbau erläutert, wobei lediglich auf Unterschiede zu dem bereits beschriebenen Aufbau näher eingegangen wird.
In der Darstellung der Figur 3 ist die Lagerbuchse 10 sehr ähnlich zu der in Figur 2 dargestellten Ausgestaltung ausgeführt. Sie weist gegenüber der Darstellung in Figur 2 lediglich den Unterschied auf, dass nicht nur der erste Lagerspalt 11 , sondern auch der zweite Lagerspalt 12 gegenüber der Rotationsachse 14 geneigt ausgeführt ist. Da die beiden Lagerspalte auch gegeneinander weiterhin geneigt ausgeführt sind, gilt auch hier, dass sich das Verhältnis der Radien r^ über die axiale Ausdehnung x der Lagerbuchse 10 kontinuierlich verändert. Die Neigungen der Lagerspalte 11 , 12 sind dabei so ausgeführt, dass sie mit der Rotationsachse 14 jeweils einen Winkel α, ß auf derselben Seite der Lagerbuchse 10
einschließen. Die Neigungen verlaufen also in dieselbe Richtung.
Die Darstellung der Figur 4 zeigt einen weiteren Aufbau einer Lagerbuchse, bei welcher ebenfalls beide Lagerspalte 11 , 12 geneigt ausgeführt sind. Anders als bei der in Figur 3 gewählten Ausführungsform der Lagerbuchse 10 schneidet sich die Verlängerung des ersten Lagerspalts 11 hier jedoch mit der Rotationsachse 14 auf der anderen Seite der Lagerbuchse 10 als die Verlängerung des zweiten
Lagerspalts 12. Die Lagerspalte sind also in entgegengesetzte Richtungen geneigt ausgeführt. Dies ermöglicht einen Ausgleich von in axialer Richtung der
Rotationsachse 14 wirkenden Kraftkomponenten, da ein Teil der Komponenten jeweils in die eine und ein anderer Teil der Komponenten jeweils in die andere Richtung wirkt. Auch hier gilt wiederum, dass das Verhältnis ri/r2 über die Breite x der Lagerbuchse 0 nicht konstant ist.
In der Darstellung der Figur 5 ist nun eine weitere mögliche Ausführungsform der Lagerbuchse 10 gezeigt. Diese ist so ausgeführt, dass der zweite Lagerspalt 12 wiederum analog der Darstellung in Figur 2 ähnlich der Mantelfläche eines
Kreiszylinders verläuft. Der erste Lagerspalt 11 weist dagegen drei
unterschiedliche Abschnitte auf, welche in axialer Richtung über die Breite x der Lagerbuchse aufeinanderfolgen. Diese Abschnitte weisen unterschiedliche Radien n auf. Der Radius η ändert sich also sprungartig, sodass eine an der
Außenoberfläche stufige Lagerbuchse 10 entsteht. Diese kann zusätzlich zu radialen Kräften auch Axialkräfte aufnehmen, da im Bereich der sprungartigen Querschnittserweiterung Kräfte auch in Richtung der Rotationsachse 14
eingeleitet werden können. Sie kann damit die Radiallagerung und die Axiallagerung in einem Bauteil realisieren. Anders als bei den bisher dargestellten Ausführungsformen verändert sich das Verhältnis ri r2 dabei über die Breite x der Lagerbuchse 10 nicht kontinuierlich, sondern verläuft in drei Sprüngen.
In der Figur 6 ist eine ähnliche ausgestaltete Lagerbuchse 10 nochmals zu erkennen. Diese verbindet praktisch die Ausführungsforrn in der Darstellung der Figur 2 mit der Ausführungsform in der Darstellung der Figur 5, sodass hier eine Lagerbuchse 10 entsteht, welche in einem ersten Teilbereich eine kontinuierliche Änderung des Verhältnisses η zu r2 realisiert, um dann nochmals eine sprunghafte Änderung dieses Verhältnisses zu realisieren, ehe dieses für den Rest der axialen Ausdehnung der Lagerbuchse 10 konstant bleibt. Eine ähnliche Kombination, welche die Ausführungsformen der Figuren 3 und 5 miteinander verbindet, ist in der Darstellung der Figur 7 zu erkennen. Die Figur 8 greift das bereits im Rahmen der Figur 3 besprochene
Ausführungsbeispiel erneut auf. Anstelle einer einzigen Lagerbuchse 10 sind hier zwei Lagerbuchsen 2 auf der Welle 3 angeordnet. Sie weisen Neigungen in unterschiedliche Richtungen auf. Die Lagerbuchsen 10 sind dabei
spiegelsymmetrisch um eine senkrecht auf der Rotationsachse 14 stehende Ebene ausgebildet. Durch diese Symmetrie ergeben sich vergleichbare
Kraftkomponenten in axialer Richtung im Bereich der linken Lagerbuchse 10 und im Bereich der rechten Lagerbuchse 10. Auch bei dem in Figur 8 dargestellten Aufbau kann daher auf eine Axiallagerung, welche typischerweise immer konstruktiv aufwändiger als die Radiallagerung ist, gänzlich verzichtet werden.
In der Figur 9 ist eine weitere mögliche Ausführungsform der Lagerbuchse 10 dargestellt. Die Lagerbuchse 10 in dieser Ausgestaltung weist die beiden
Lagerspalte , 12 im Wesentlichen konzentrisch auf. Beide Lagerspalte sind in der Art von Mantelflächen von Kreiszylindern ausgebildet. Allerdings erstrecken sich die beiden Lagerspalte über unterschiedlich große Strecken in axialer
Richtung. Auch hierdurch kommt es zu einem Sprung im Verhältnis der Radien der beiden Lagerspalte zueinander, da Abschnittsweise jeweils einer der Radien n, r2 Null ist.
Ähnlich verhält es sich mit der in Figur 10 dargestellten Ausgestaltung der
Lagerbuchse 10. Hierbei sind zwar beide Lagerspalte 11 , 12 in axialer Richtung gleich lang, sie sind jedoch mit ihren Startpunkten beziehungsweise Endpunkten in axialer Richtung versetzt zueinander angeordnet. Auch hierdurch ergeben sich Sprünge im Verhältnis der Radien r-ι, r2 zueinander, sodass auch hierdurch der erfindungsgemäße Effekt mit vergleichsweise einfachem Aufbau erzielt werden kann.
In der Darstellung der Figur 11 ist nochmals der in Figur 3 dargestellte Aufbau aufgegriffen. Zusätzlich zur Darstellung der Figur 3 wirkt hier außerdem eine externe Kraft, welcher durch die mit F bezeichneten Pfeile angedeutet ist, auf die Lagerbuchse 10 ein. Sie wirkt der Verlagerung der Lagerbuchse 10 in axialer
Richtung, in dem in Figur 11 dargestellten Ausführungsbeispiel in axialer Richtung nach rechts entgegen, sodass sich aufgrund der mit der Verlagerung
einhergehenden Veränderung der Strömungsverhältnisse und der Federkräfte F ein selbstregulierendes System ergibt. Eine Unterbrechung des Schmiermittelfilms wird dadurch sicher und zuverlässig ausgeschlossen und sich steigernde
Schwingungen führen zu einer Verschiebung der Lagerbuchse 10 gegen die Federkräfte, welche diese mit zunehmender Auslenkung der Lagerbuchse 10 auch mit zunehmender Kraft wieder zurückstellen, sodass das System selbstregelnd eine stabile Lagerung gewährleistet.
Neben der bevorzugten Ausführungsform mit konstanter Spaltbreite der
Lagerspalte 11 , 12 ist eine alternative Ausführung in Figur 12 dargestellt. Diese weist die Lagerbuchse 10 zwischen der Lagerbuchse 10 und dem Gehäuse 7 den ersten Lagerspalt 11 in der Art auf, dass dieser sein Spaltmaß beziehungsweise seine Spaltbreite sich über die axiale Breite x der Lagerbuchse 10 entsprechend verändert. In der Darstellung der Figur 12 weist der erste Lagerspalt 11 auf der rechten Seite eine mit bi angedeutete erste Spaltbreite auf, während er auf der gegenüberliegenden axialen Seite der Lagerbuchse 0 beziehungsweise des Lagerspalts 11 eine größere mit b2 bezeichnete Spaltbreite aufweist. Auch dies führt zu einem inhomogenen Druckaufbau in dem Lagerspalt, welcher dazu beiträgt, unerwünschte Schwingungen zu verhindern.
Ein weiteres Konzept ist in der Darstellung der Figur 13 zu erkennen. Hierbei ist die Lagerbuchse 10 so ausgeführt, dass, in der Darstellung der Figur 11 stark übertrieben dargestellt, die Mittelachsen der äußeren Kreiszylinderfläche, welche zwischen der Lagerbuchse 10 und dem Gehäuse 7 den ersten Lagerspalt 11 ausbildet, und der inneren Kreisringfläche, welche zwischen der Welle 3 beziehungsweise dem Ring 13 und der Lagerbuchse 10 den zweiten Lagerspalt 11 ausbildet, exzentrisch zueinander angeordnet sind. Die Mittelachsen fluchten also nicht beide mit der Rotationsachse 14 der Welle 3, sondern zumindest eine der Achsen weicht von der Rotationsachse 14 ab und ist in der Darstellung der Figur 13 parallel zu dieser angeordnet.
Sämtliche hier beschriebenen Ausführungsformen lassen sich untereinander kombinieren, indem beispielsweise die eine Lagerung der Welle 3 in der einen Art und die andere Lagerung der Welle 3 in der anderen Art ausgebildet ist.
Außerdem lassen sich die hier beschriebenen Ideen jeweils auch in einer
Lagerbuchse 10 miteinander kombinieren, sodass beispielsweise die Federkräfte auf exzentrisch ausgestaltete Lagerbuchsen 10 ebenso wirken können oder das Lagerbuchsen 10 mit sich verändernden Radienverhältnissen n r2 zusätzlich exzentrisch und/oder mit sich in axialer Richtung verändernder Spaltbreite b eines der Lagerspalte 11 , 12 angeordnet sein können.
Sämtliche Ausgestaltungen tragen dazu bei, subharmonische Anregungen beziehungsweise selbsterregte Schwingungen zu reduzieren. Sie können so akustische Störungen minimieren oder verhindern und können insbesondere dafür sorgen, dass die Welle 3 in den Lagerungen nicht instabil wird, was zu einem entsprechenden Aufschaukeln des Systems aus Welle und Turbinenrad 2 sowie gegebenenfalls des Verdichterrads 4 führen könnte. Im schlimmsten Fall könnte es dabei zu einer Havarie des Rotors aus Welle 3, Turbinenrad 2 und Verdichterrad 4 kommen. Sämtliche Varianten entlasten dabei außerdem das Axiallager, sodass dieses, sofern es weiterhin vorhanden sein soll/muss, konstruktiv einfacher ausgestaltet werden kann. Die Ausgestaltungen sind dabei einfach und effizient umzusetzen. Sie können beispielsweise herkömmliche
Schwimmbuchsen ersetzen, ohne dass die sonstige Ausgestaltung des Gehäuses 9 und/oder eines eventuellen Axiallagers stark verändert werden muss.

Claims

Patentansprüche
1. Lageranordnung für eine Welle (3) eines Turbinenrades (2) oder eines Turbinenrades (2) und eines Verdichterrades (4), wobei
1.1 das Turbinenrad (2) vom Abgas eines Fahrzeug-Antriebsaggregats
angetrieben ist, mit
1.2 einem statischen Gehäuse (9), welches
1.3 mit einer relativ zum Gehäuse (9) drehbewegiich angeordneten
Lagerbuchse (10) einen ersten Lagerspalt (11 ) einschließt, wobei
1.4 die Lagerbuchse (10) die Welle (3) drehbewegiich aufnimmt und mit dieser einen zweiten Lagerspalt (12) einschließt,
dadurch gekennzeichnet, dass
1.5 ein Verhältnis (η/Γ2) von auf eine Rotationsachse (1 ) der Welle (3)
bezogenen Radien (r-ι , r2) des ersten Lagerspalts (11) und des zweiten Lagerspalts (12) sich über die maximale axiale Ausdehnung (x) der Lagerbuchse (10) wenigstens einmal ändert.
2. Lageranordnung nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die
Lagerspalte (11 , 12) exzentrisch zueinander angeordnet sind oder wenigstens einer der Lagerspalte (11 , 12) eine sich in axialer Richtung verändernde Spaltbreite (b-i , b2) aufweist.
3. Lageranordnung für eine Welle (3) eines Turbinenrades (2) oder eines Turbinenrades (2) und eines Verdichterrades (4), wobei
3.1 das Turbinenrad (2) vom Abgas eines Fahrzeug-Antriebsaggregats
angetrieben ist, mit
3.2 einem statischen Gehäuse (9), welches
3.3 mit einer relativ zum Gehäuse (9) drehbewegiich angeordneten
Lagerbuchse (10) einen ersten Lagerspalt (11) einschließt, wobei
3.4 die Lagerbuchse (10) die Welle (3) drehbewegiich aufnimmt und mit dieser einen zweiten Lagerspalt (12) einschließt,
dadurch gekennzeichnet, dass
3.5 die Lagerspalte (11 , 12) exzentrisch zueinander angeordnet sind.
4. Lageranordnung nach Anspruch 1 oder 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Lagerspalte (11 , 12) eine in axialer Richtung konstante Spaltbreite aufweisen.
5. Lageranordnung nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass ein
Verhältnis (n/r2) von auf eine Rotationsachse (14) der Welle (3) bezogenen Radien (n, r2) des ersten Lagerspalts (11) und des zweiten Lagerspalts (12) sich über die maximale axiale Ausdehnung (x) der Lagerbuchse ( 0) wenigstens einmal ändert oder wenigstens einer der Lagerspalte (11 , 12) eine sich in axialer Richtung verändernde Spaltbreite (bi, b2) aufweist.
Q. Lageranordnung für eine Welle (3) eines Turbinenrades (2) oder eines
Turbinenrades (2) und eines Verdichterrades (4), wobei
6.1 das Turbinenrad (2) vom Abgas eines Fahrzeug-Antriebsaggregats
angetrieben ist, mit
6.2 einem statischen Gehäuse (9), welches
6.3 mit einer relativ zum Gehäuse (9) drehbeweglich angeordneten
Lagerbuchse (10) einen ersten Lagerspalt (11) einschließt, wobei
6.4 die Lagerbuchse (10) die Welle (3). drehbeweglich aufnimmt und mit dieser einen zweiten Lagerspalt (12) einschließt,
dadurch gekennzeichnet, dass
6.5 wenigstens einer der Lagerspalte (11 , 12) eine sich in axialer Richtung
verändernde Spaltbreite (b- , b2) aufweist.
7. Lageranordnung nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass ein
Verhältnis (n/r2) von auf eine Rotationsachse (14) der Welle (3) bezogenen Radien (r1 t r2) des ersten Lagerspalts (11) und des zweiten Lagerspalts (12) sich über die maximale axiale Ausdehnung (x) der Lagerbuchse (10) wenigstens einmal ändert oder die Lagerspalte (1 1 , 12) exzentrisch zueinander angeordnet sind.
8. Lageranordnung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass wenigstens einer der Lagerspalte (11 , 12) gegenüber der Rotationsachse (14) und/oder dem anderen Lagerspalt (12, 11) geneigt ausgeführt ist.
9. Lageranordnung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass beide Lagerspalte (11 , 12) gegeneinander geneigt ausgebildet sind.
10. Lageranordnung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass einer der Lagerspalte (11 , 12) wenigstens eine kontinuierliche oder sprungartige Änderung seines Radius Ί, r2) aufweist.
1 . Lageranordnung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, dass die Materialstärke und/oder -beschaffen heit der Lagerbuchse (10) sich im Verlauf der axialen Breite (x) verändert.
12. Lageranordnung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, dass die Lagerbuchse (10) bezogen auf ihre geometrische Mittelachse eine statische und/oder dynamische Unwucht aufweist.
13. Lageranordnung nach einem der vorhergehenden Patentansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass zumindest ein Lagerspalt ( , 12) entlang seines Umfangs mit unterschiedlicher Spaltdicke bemessen ist.
14. Lageranordnung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, dass die Lagerbuchse (10) entgegen einer Rückstellkraft (F), insbesondere einer Federkraft, eines im Wesentlichen in Richtung der Rotationsachse (14) der Welle (3) wirkenden Rückstellelements,
insbesondere Federelements, beweglich ist.
15. Lageranordnung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass unabhängig von der Lagerbuchse ( 0) zumindest eine zweite Lagerbuchse (10) gemäß einem der vorhergehenden
Ansprüche zwischen der Welle (3) und dem Gehäuse (9) angeordnet ist.
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