WO2013064638A1 - Hydrodynamic axial bearing - Google Patents

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WO2013064638A1
WO2013064638A1 PCT/EP2012/071729 EP2012071729W WO2013064638A1 WO 2013064638 A1 WO2013064638 A1 WO 2013064638A1 EP 2012071729 W EP2012071729 W EP 2012071729W WO 2013064638 A1 WO2013064638 A1 WO 2013064638A1
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bearing
comb
axial stop
shaft
gap
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PCT/EP2012/071729
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Peter Neuenschwander
Bruno Ammann
Marco Di Pietro
Markus Städeli
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Abb Turbo Systems Ag
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Publication date
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    • F16C2360/00—Engines or pumps
    • F16C2360/23—Gas turbine engines
    • F16C2360/24—Turbochargers

Definitions

  • the invention relates to the field of hydrodynamic axial bearing of rotating shafts, as used for example in turbomachines, in particular in exhaust gas turbochargers.
  • thrust bearings are used.
  • turbomachines such as exhaust gas turbochargers
  • hydrodynamic thrust bearings are used to accommodate flow-induced high axial forces and to guide the shaft in the axial direction.
  • floating in floating oil disks so-called floating disks can be used in hydrodynamic thrust bearings between a rotatable shaft shaft bearing cam and a non-rotating axial stop on the bearing housing.
  • the lubrication gaps between the rotating bearing comb and the floating disk and between the floating disk and the stationary axial stop on the bearing housing are advantageously each bounded by a profiled annular surface and a profiled annular surface opposite, flat sliding surface.
  • the profiled annular surface serves to optimize the decisive for the load capacity of the thrust bearing pressure build-up in the lubrication gap.
  • the lubricating oil is guided as possible over the entire radial height of the lubricating oil grooves in the wedge surface.
  • the pressure build-up required for the bearing capacity of the axial bearing takes place essentially in the region of the wedge surfaces.
  • Adjacent latching surfaces are formed, which comprise a flat surface and which makes up the bearing surface of the profiled annular surface
  • thrust bearings can be found inter alia in GB1095999, EP0840027, EP1 199486, EP1644647 and EP2042753.
  • the radial guidance of the floating disk takes place either on the rotating body, i. on the shaft or on the bearing comb by means of a radial bearing integrated in the floating disk, as disclosed, for example, in EP0840027, or on a stationary bearing collar concentrically surrounding the rotating body, as disclosed, for example, in EP 1 199 486.
  • the lubrication of such a hydrodynamic thrust bearing is usually carried out by means of lubricating oil from its own lubricating oil system or exhaust gas turbochargers via the lubricating oil system of an internal combustion engine connected to the exhaust gas turbocharger.
  • All wings conventional thrust bearings are in the cold state, at rest, perpendicular to the axis of rotation of the rotor or at least parallel to each other.
  • the wings may deform due to temperature gradients, centrifugal, thrust and other forces.
  • Such deformation of the bearing surfaces may affect the bearing capacity of the bearing.
  • Particularly large effects can have temperature gradients above the crest of the comb bearing.
  • the radially outwardly projecting comb deforms umbrella-shaped due to the temperature difference between the wing and the back. This deformation can cause the comb bearing to rub against the floating disk, especially at low oil supply pressure.
  • the deformation due to the temperature gradient is particularly critical with a conventional comb bearing construction because it causes an outwardly widening lubrication gap.
  • this constellation reduces the carrying capacity for geometric reasons and on the other hand reduces the centrifugal pressure build-up in the radial direction, since the outflow resistance for the lubricating oil is reduced radially outwards.
  • Object of the present invention is therefore to improve the carrying capacity of a hydrodynamic thrust bearing for supporting a rotatably mounted in a bearing housing shaft. If the gap formed between the bearing surfaces of the axial bearing is formed narrowing in the radial direction to the outside by the wings are arranged obliquely relative to each other at least in the radially outer region, resulting in a reduction of the relative inclination of the wings in operation due to the above-mentioned deformation of the rotating support surface , The constriction in the radially outer region is reduced, so that the wings rest more evenly on each other during operation.
  • the bearing comb is manufactured with a conical bearing surface which is thus inclined towards the opposite bearing surface, the temperature deformation in the comb bearing can be compensated.
  • the temperature deformation in the comb bearing can be compensated.
  • the lubrication gap becomes smaller under certain operating conditions in the radial direction. This situation is more favorable than today's with extended lubrication gap, since the load capacity is reduced less and the centrifugal pressure build-up in the radial direction is favored.
  • the compensation for wing deformations by temperature gradients, centrifugal, thrust and other forces can also be done on the floating disk, or in a floating disc thrust bearing on the axial stop of the bearing housing. Any temperature-induced deformations in the areas of the axial stop on the bearing housing can be carried out in a similar manner as on the comb bearing.
  • the comb bearing deformation can also be compensated by a conical design of the axial stop on the bearing housing. Due to compensation of the deformation, the axial bearing against rubbing the floating disk or the bearing comb, or - at a Floating washer thrust bearing - the thrust bearing, more robust on the adjacent bearing parts.
  • the turbocharger will be more reliable and wear-related costs can be reduced.
  • Fig. 1 in the right part of a guided along the axis of rotation section through a trained according to the prior art embodiment of a thrust bearing with a rotating bearing comb, a fixed axial stop and a floating disk, and in the left part of a front view in the axial direction of the corresponding floating disk with a profiled annular surface,
  • FIG. 3 is a schematically illustrated Axialgleitlager according to a first embodiment according to the invention, with a conically shaped bearing comb, and a resulting, radially outwardly tapered lubrication gap,
  • FIG. 5 shows a schematically illustrated axial plain bearing according to a third embodiment according to the invention, with a conically shaped axial bearing and a conically shaped bearing comb, and two resulting, radially outwardly tapered lubricating gaps
  • 6 a schematically illustrated axial plain bearing according to a fourth embodiment according to the invention with a conically shaped axial bearing and a bearing comb side conically shaped floating disk, and two resulting, radially outwardly tapered lubricating gaps
  • FIG. 7 shows a schematically illustrated axial plain bearing according to a fifth embodiment according to the invention with a conically shaped floating disk on both sides, and two resulting, radially outwardly tapered lubricating gaps
  • FIG. 8 a schematically illustrated axial plain bearing according to a sixth embodiment according to the invention with a conically shaped
  • one 9 shows a schematically illustrated axial plain bearing according to a seventh embodiment according to the invention, without floating disk, with a conically shaped bearing comb, and a resulting,, itself radially outwardly tapered lubrication gap
  • FIG. 10 shows a schematically illustrated axial plain bearing according to an eighth embodiment according to the invention, again without a floating disk, with a conically shaped axial stop, and a resulting, radially outwardly tapered lubricating gap.
  • Fig. 1 shows an example of a hydrodynamic thrust bearing according to the prior art, wherein in the right part of the figure in an axially guided along the rotation shaft section, the three essential components of the thrust bearing are made visible.
  • the bearing comb 10 is mounted on the rotating shaft 40 - or optionally materially connected to the shaft or made with the shaft of one piece - and rotates with the shaft with.
  • a floating disk 30 is arranged.
  • a lubricating gap is formed, in which there is a thin lubricating oil layer between the wings.
  • the support surface 22 on the axial stop and the support surface 1 1 on the bearing comb each have a circumferentially planarized sliding surface, while the two wings of the floating disk are part of a profiled annular surface.
  • This basic structure of the two lubrication gaps is also adopted in all embodiments of the inventive hydrodynamic axial plain bearings with floating disk described below.
  • the sliding surfaces and the profiled annular surfaces can be arranged at one or both of the lubrication gaps on the other side of the lubricating gap, so that for example the floating disk on both sides each have a flat sliding surface while the profiled annular surface on the support surface of Lagerkamms and the axial stop of the bearing housing are mounted.
  • the profiled annular surface would be arranged according to the rotating bearing comb and the flat sliding surface on the axial stop of the bearing housing or possibly vice versa, ie the flat sliding surface on the rotating bearing comb and the profiled annular surface on the axial stop of the bearing housing.
  • the structure of the profiled annular surface can be seen from the left part of Figure 1, in which the floating disk is rotated by 90 °, so that in a plan view of the one of the end faces of the floating disk can be seen.
  • the profiled annular surface serves to optimize the decisive for the load capacity of the thrust bearing pressure build-up in the lubrication gap between the wings.
  • the profiling of the annular surface comprises a plurality of segments, each with a leading radially outward Schmierölnut 33 for distributing the in the radially inner region of the profiled annular surface supplied lubricating oil.
  • the lubricating oil grooves 33 adjacent the lubrication gap are formed in the circumferential direction narrowing wedge surfaces 34 through which the lubricating oil introduced into the lubricating oil grooves 33 exits according to the thick arrows.
  • the lubricating oil is guided as possible over the entire radial height of the lubricating oil grooves 33 in the wedge surface 34.
  • the necessary pressure for the load capacity of the thrust bearing is essentially in Area of wedge surfaces.
  • adjacent locking surfaces 35 are formed, which comprise a flat surface having the smallest distance to the mating contour, as the sliding surface described above.
  • the axial extent (thickness) of the lubrication gap can thus be described as a distance between the latching surfaces 35 and the opposite sliding surface.
  • the lubricating oil groove and the wedge surface can be closed radially outwards with a web narrowing the lubricating gap. The web typically comes to lie down to the height of the locking surface, so that locking surface and web lie in one plane.
  • the formation of the lubricating oil groove and the wedge surface is neglected. Accordingly, the terms of the profiled annular surface and the sliding surface are no longer used below.
  • the lubricating gaps, as described above are advantageously limited in each case by a profiled annular surface and a planar sliding surface.
  • that area of the profiled annular surface is meant, which is generally referred to as a latching surface.
  • the locking surfaces are typically located in the direction of flow of the lubricating oil, following the wedge surfaces.
  • the support surfaces of the axial bearings in the cold state ie at a standstill of the rotor, perpendicular to the axis of rotation of the rotor or at least parallel to each other.
  • the bearing surface in the bearing comb can deform due to temperature gradients, centrifugal, thrust and other forces.
  • the relative to the shaft radially projecting comb deforms umbrella-shaped due to the temperature difference between the relevant for the thrust bearing wing and the rear facing away from this. This deformation, indicated by dashed lines in FIG.
  • FIG. 3 shows a schematically illustrated hydrodynamic axial plain bearing according to a first embodiment according to the invention.
  • the effective support surface 31 on the bearing comb facing side of the floating disk 30 strictly radial, that is aligned perpendicular to the axis of rotation of the shaft 40.
  • the wing 1 1 of the bearing comb is inclined towards the floating disk 30, so that in the radially outer region of the lubricating gap 52 results in a narrowing in the axial direction.
  • the inclination of the support surface 1 1 of the bearing comb can be realized in this embodiment, as well as in the other embodiments described below by a uniform, straight slope or by a curved slope.
  • the deformations of the rotating components and the narrowing of the lubricating gaps are greatly exaggerated.
  • the angle of inclination provided according to the invention over the entire radius of the inclined component is in the range of a few hundredths of a degree, resulting in a narrowing of the lubricating gap at the radially outer edge of a few hundredths of a millimeter, for example for a disk having a diameter of 200 millimeters.
  • the invention extends in the cold state to the floating disk inclined support surface 1 1 of the bearing comb such that decreases in nominal operation, the angle of narrowing of the lubricating gap 52 ' and the two wings 31 and 1 1 ' of the bearing parallel to each other or, while maintaining a opposite the cold state less pronounced lubrication gap narrowing, at least almost parallel to each other. That in the cold state, ie at a standstill and even at low speeds, the inventive design of the Axialgleitlagers leads to a narrowing of the lubricating gap in the radially outer region, no problem, since the pent-up lubricating oil provides additional pressure build-up.
  • 4 shows a schematically illustrated hydrodynamic axial plain bearing according to a second embodiment according to the invention.
  • the support surface 1 1 of the bearing comb is strictly radial, that is perpendicular to the axis of rotation of the shaft 40th aligned.
  • the support surface 31 is formed on the side facing the bearing comb side of the floating disk 30 in this embodiment inclined to the bearing block 10, so that in turn results in the radially outer region of the lubricating gap 52, the narrowing in the axial direction.
  • the floating disk is thus formed conically on the side facing the bearing comb, while it is aligned on the other, the axial stop on the bearing housing side facing perpendicular to the axis of rotation of the shaft 40.
  • the supporting surface 11 of the bearing comb aligned in the cold state perpendicular to the axis of rotation of the shaft 40 bends so that the narrowing angle of the lubricating gap 52 'is reduced during nominal operation and the two bearing surfaces 31 and 11 ' of the bearing are parallel or nearly parallel to one another run.
  • the lubricating gap 51 between the axial stop 21 and the floating disk 30 is formed with a constriction in the axial direction in the radially outer region.
  • FIG. 5 shows a schematically illustrated hydrodynamic axial plain bearing according to a third embodiment according to the invention.
  • the support surface 31 on the bearing comb facing side of the floating disk 30 strictly radial, that is aligned perpendicular to the axis of rotation of the shaft 40.
  • the wing 1 1 of the bearing comb is inclined towards the floating disk 30, so that in the radially outer region of the lubricating gap 52 results in a narrowing in the axial direction.
  • the second also provided with a constriction in the axial direction in the radially outer region lubrication gap extends between the strictly radially, that is perpendicular to the axis of rotation of the shaft 40, aligned support surface 32 on the axial stop facing side of the floating disk 30 and the floating disk 30 back inclined support surface 22 of the axial stop 21 on the bearing housing.
  • the floating disk is thus provided with two perpendicular to the axis of rotation of the shaft 40 aligned, mutually parallel sides.
  • the invention extends in the cold state to the floating disk inclined support surface 1 1 of the bearing comb such that decreases in nominal operation, the angle of narrowing of the lubricating gap 52 ' and the two wings 31 and 1 1 ' of the bearing parallel to each other or almost parallel to each other.
  • FIG. 6 shows a schematically illustrated hydrodynamic axial plain bearing according to a fourth embodiment according to the invention, which differs from the previous one in that the support surface 11 of the bearing comb is oriented strictly radially, that is perpendicular to the axis of rotation of the shaft 40 and for this the support surface 31 on the the bearing comb facing side of the floating disk 30 is inclined to the bearing comb 10 is formed.
  • the second likewise provided with a constriction in the axial direction in the radially outer region lubrication gap extends again between the strictly radial, that is perpendicular to the axis of rotation of the shaft 40 aligned bearing surface 32 on the axial stop facing side of the floating disk and the floating disk 30 towards inclined Support surface 22 of the axial stop 21 on the bearing housing.
  • the floating disk is thus formed konusformig on the bearing comb side facing, while it is aligned on the other, the axial stop on the bearing housing side facing perpendicular to the axis of rotation of the shaft 40.
  • the supporting surface 1 1 of the bearing comb aligned in the cold state perpendicular to the axis of rotation of the shaft 40 bends so that the narrowing angle of the lubricating gap 52 'is reduced during nominal operation and the two bearing surfaces 31 and 11 ' of the bearing parallel to each other or nearly parallel to each other.
  • FIG. 7 shows a schematically illustrated hydrodynamic axial plain bearing according to a fifth embodiment according to the invention.
  • the support surface 1 1 of the bearing comb is strictly radial, that is aligned perpendicular to the axis of rotation of the shaft 40.
  • the bearing surface 31 on the bearing comb facing side of the floating disk 30, however, is inclined to the bearing block 10, so that in the radially outer region of the lubricating gap 52, a constriction in the axial Direction results.
  • the second also provided with a constriction in the axial direction in the radially outer region lubrication gap extends between the strictly radial, that is perpendicular to the axis of rotation of the shaft 40 aligned bearing surface of the axial stop 21 on the bearing housing and the axial stop inclined towards the support surface 32 on the Axial stop facing side of the floating disk.
  • the floating disk 30 is thus formed on both sides of a cone.
  • the supporting surface 1 1 of the bearing comb aligned in the cold state perpendicular to the axis of rotation of the shaft 40 bends so that the narrowing angle of the lubricating gap 52 'is reduced during nominal operation and the two bearing surfaces 31 and 11 ' of the bearing parallel to each other or nearly parallel to each other.
  • FIG. 8 shows a schematically illustrated hydrodynamic axial plain bearing according to a sixth embodiment according to the invention, which differs from the previous one in that the support surface 31 is aligned strictly radially, that is perpendicular to the axis of rotation of the shaft 40, on the side of the floating disk 30 facing the bearing comb for the support surface 1 1 of the bearing comb, is inclined to the floating disk 30, so that in turn results in the radially outer region of the lubricating gap 52, a constriction in the axial direction.
  • the second, also provided with a constriction in the axial direction in the radially outer region lubrication gap extends in turn between the strictly radial, that is perpendicular to the axis of rotation of the shaft 40 aligned bearing surface 22 of the axial stop 21 on the bearing housing and the axial stop inclined towards the support surface 32 the axial stop facing side of the floating disk.
  • the floating disk is thus formed conically on the side facing the axial stop on the bearing housing side, while it is aligned on the other, the bearing comb side facing perpendicular to the axis of rotation of the shaft 40.
  • the support surface 1 1 of the bearing comb inclined in the cold state towards the floating disk stretches in such a way that, during nominal operation, the angle of the narrowing of the lubricating gap 52 'is reduced and the both wings 31 and 1 1 'of the bearing parallel to each other or almost parallel to each other.
  • the last two figures each show a hydrodynamic thrust bearing without floating disk, in which a support surface 12 on the rotating bearing comb 10 and a support surface 22 on the axial stop 21 of the bearing housing 20 is arranged.
  • the lubricating gap 53 which results therebetween is in turn designed to converge radially outwards, that is to say that the lubricating gap tapers in the radially outer region.
  • the seventh inventive embodiment of a hydrodynamic axial plain bearing shown in FIG. 9 has a support surface 12 of the bearing comb 10, which is inclined towards the axial stop 21 of the bearing housing 20, so that in the radially outer region of the lubrication gap 53 the constriction in the axial direction results.
  • the support surface 22 of the axial stop 21 of the bearing housing 20 is in this embodiment strictly radial, that is aligned perpendicular to the axis of rotation of the shaft 40.
  • the invention extends in the cold state to the support surface of the axial stop 21 inclined support surface 12 of the bearing comb such that decreases in nominal operation, the angle of narrowing of the lubricating gap 53 ' and the two wings 12 ' and 22 of the bearing parallel to each other or almost parallel to each other ,
  • the eighth embodiment according to the invention of a hydrodynamic axial plain bearing shown in FIG. 10 has a bearing surface 12 of the bearing comb 10, which is oriented strictly radially, that is to say perpendicular to the axis of rotation of the shaft 40.
  • the support surface 22 of the axial stop 21 on the bearing housing 20 in this embodiment is inclined towards the bearing comb 10, so that the narrowing in the axial direction results in the radially outer region of the lubrication gap 53.
  • the axial stop is thus formed conically on the bearing comb side facing.
  • each one of the wings is deviating from the plane which is oriented perpendicular to the axis of rotation of the shaft and the other wing as strictly radial, ie along this plane extending, which is aligned perpendicular to the axis of rotation of the shaft described.
  • the narrowing lubricating gaps can also be realized by the respective wings both differ from respective planes, which are aligned perpendicular to the axis of rotation of the shaft, but at an angle to each other.

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Abstract

A hydrodynamic axial bearing for the mounting of a shaft (40) which is mounted rotatably in a bearing housing (20), comprising an axial stop (21) of the bearing housing and a bearing collar (10) rotating with the shaft. A lubricating gap (52) which is delimited by a profiled circular ring surface (31) and a sliding surface (11) and is acted upon by lubricating oil is formed between the axial stop (21) and the bearing collar (10). The profiled circular ring surface (31) and the sliding surface (11) are formed in such a manner that the lubricating gap (52) tapers radially outwards with respect to the axial direction. As a result, temperature deformations occurring during operation and deformation because of centrifugal forces, shearing forces and other forces in the bearing collar can be compensated for.

Description

Hyd rodynam isches Axia l lager  Hydrodynamic Axial Bearings
B E S C H R E I B U N G Technisches Gebiet B E S C H R E I N T S Technical Area
Die Erfindung bezieht sich auf das Gebiet der hydrodynamischen Axiallagerung von rotierenden Wellen, wie sie etwa in Strömungsmaschinen, insbesondere in Abgasturboladern eingesetzt werden.  The invention relates to the field of hydrodynamic axial bearing of rotating shafts, as used for example in turbomachines, in particular in exhaust gas turbochargers.
Stand der Technik State of the art
Werden schnell drehende Rotoren mit axialen Schubkräften beaufschlagt, kommen tragfähige Axiallager zum Einsatz. Beispielsweise bei Strömungsmaschinen, wie etwa Abgasturboladern, werden hydrodynamische Axiallager zur Aufnahme von strömungsbedingt hohen Axialkräften und zur Führung der Welle in axialer Richtung eingesetzt. Um bei solchen Anwendungen das Schiefstellungskompensationsvermögen und das Verschleissverhalten zu verbessern, können bei hydrodynamischen Axiallagern zwischen einem mit Wellendrehzahl rotierenden Lagerkamm und einem nicht rotierenden Axialanschlag am Lagergehäuse frei im Schmieröl schwimmende Scheiben, sogenannte Schwimmscheiben, eingesetzt werden. Die Schmierspalte zwischen rotierendem Lagerkamm und der Schwimmscheibe sowie zwischen der Schwimmscheibe und dem stillstehenden Axialanschlag am Lagergehäuse sind vorteilhafterweise jeweils von einer profilierten Kreisringfläche und einer der profilierten Kreisringfläche gegenüberliegenden, ebenen Gleitfläche begrenzt sind. Die profilierte Kreisringfläche dient der Optimierung des für die Tragkraft des Axiallagers entscheidenden Druckaufbaus im Schmierspalt. Zur Verteilung des im radial innen liegenden Bereichs der profilierten Kreisringfläche zugeführten Schmieröls sind radial nach aussen führende Schmierölnuten vorhanden. Den Schmierölnuten benachbart sind den Schmierspalt in Umfangsrichtung verengende Keilflächen ausgebildet, über welche das in die Schmierölnuten eingebrachte Schmieröl austritt. Das Schmieröl wird dabei möglichst über die gesamte radiale Höhe der Schmierölnuten in die Keilfläche geführt. Der für die Tragfähigkeit des Axiallagers notwendige Druckaufbau erfolgt im Wesentlichen im Bereich der Keilflächen. In Umfangsrichtung an die Keilflächen angrenzend sind Rastflächen ausgebildet, welche eine ebene Fläche umfassen und welche die Tragfläche der profilierten Kreisringfläche ausmacht If fast rotating rotors are subjected to axial thrust forces, viable thrust bearings are used. For example, in turbomachines, such as exhaust gas turbochargers, hydrodynamic thrust bearings are used to accommodate flow-induced high axial forces and to guide the shaft in the axial direction. In order to improve the Schiefstellungskompensationsvermögen and the wear behavior in such applications, floating in floating oil disks, so-called floating disks can be used in hydrodynamic thrust bearings between a rotatable shaft shaft bearing cam and a non-rotating axial stop on the bearing housing. The lubrication gaps between the rotating bearing comb and the floating disk and between the floating disk and the stationary axial stop on the bearing housing are advantageously each bounded by a profiled annular surface and a profiled annular surface opposite, flat sliding surface. The profiled annular surface serves to optimize the decisive for the load capacity of the thrust bearing pressure build-up in the lubrication gap. For distributing the in the radially inner region of the profiled annular surface supplied lubricating oil leading radially outward lubricating oil grooves are present. Adjacent to the lubricating oil grooves, wedge surfaces narrowing in the circumferential direction are formed, over which the lubricating oil introduced into the lubricating oil grooves emerges. The lubricating oil is guided as possible over the entire radial height of the lubricating oil grooves in the wedge surface. The pressure build-up required for the bearing capacity of the axial bearing takes place essentially in the region of the wedge surfaces. In the circumferential direction of the wedge surfaces Adjacent latching surfaces are formed, which comprise a flat surface and which makes up the bearing surface of the profiled annular surface
Beispiele derartiger Axiallager finden sich unter anderem in GB1095999, EP0840027, EP1 199486, EP1644647 und EP2042753. Die radiale Führung der Schwimmscheibe erfolgt entweder auf dem rotierenden Körper, d.h. auf der Welle bzw. auf dem Lagerkamm durch ein in die Schwimmscheibe integriertes Radiallager, wie es beispielsweise in EP0840027 offenbart ist, oder aber auf einem feststehenden, den rotierenden Körper konzentrisch umgebenden Lagerbund, wie es beispielsweise in EP1 199486 offenbart ist. Die Schmierung eines solchen hydrodynamischen Axiallagers erfolgt in der Regel mittels Schmieröl aus einem eigenen Schmierölsystem oder bei Abgasturboladern via das Schmierölsystem einer mit dem Abgasturbolader verbundenen Brennkraftmaschine. Examples of such thrust bearings can be found inter alia in GB1095999, EP0840027, EP1 199486, EP1644647 and EP2042753. The radial guidance of the floating disk takes place either on the rotating body, i. on the shaft or on the bearing comb by means of a radial bearing integrated in the floating disk, as disclosed, for example, in EP0840027, or on a stationary bearing collar concentrically surrounding the rotating body, as disclosed, for example, in EP 1 199 486. The lubrication of such a hydrodynamic thrust bearing is usually carried out by means of lubricating oil from its own lubricating oil system or exhaust gas turbochargers via the lubricating oil system of an internal combustion engine connected to the exhaust gas turbocharger.
Alle Tragflächen herkömmlicher Axiallagerungen stehen im kalten Zustand, im Stillstand, senkrecht zur Rotationsachse des Rotors oder aber zumindest parallel zueinander. Im Betrieb können sich die Tragflächen wegen Temperaturgradienten, Flieh-, Schub- und weiteren Kräften verformen. Eine derartige Verformung der Lagertragflächen kann die Tragkraft der Lagerung beeinträchtigen. Besonders grosse Auswirkungen können Temperaturgradienten über dem Kamm des Kammlagers haben. Der gegenüber der Welle radial hervorstehende Kamm verformt sich aufgrund der Temperaturdifferenz zwischen Tragfläche und Rückseite schirmförmig. Diese Verformung kann zum Anstreifen des Kammlagers an der Schwimmscheibe führen, besonders bei tiefem Ölversorgungsdruck. Die Verformung aufgrund des Temperaturgradienten ist mit einer herkömmlichen Kammlagerkonstruktion besonders kritisch, da sie einen gegen aussen sich erweiternden Schmierspalt verursacht. Einerseits verkleinert diese Konstellation die Tragfähigkeit aus geometrischen Gründen und andererseits vermindert sie den fliehkraftbedingten Druckaufbau in radialer Richtung, da der Abflusswiderstand für das Schmieröl nach radial aussen reduziert wird. Kurze Darstellung der Erfindung All wings conventional thrust bearings are in the cold state, at rest, perpendicular to the axis of rotation of the rotor or at least parallel to each other. In operation, the wings may deform due to temperature gradients, centrifugal, thrust and other forces. Such deformation of the bearing surfaces may affect the bearing capacity of the bearing. Particularly large effects can have temperature gradients above the crest of the comb bearing. The radially outwardly projecting comb deforms umbrella-shaped due to the temperature difference between the wing and the back. This deformation can cause the comb bearing to rub against the floating disk, especially at low oil supply pressure. The deformation due to the temperature gradient is particularly critical with a conventional comb bearing construction because it causes an outwardly widening lubrication gap. On the one hand, this constellation reduces the carrying capacity for geometric reasons and on the other hand reduces the centrifugal pressure build-up in the radial direction, since the outflow resistance for the lubricating oil is reduced radially outwards. Brief description of the invention
Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es daher, die Tragfähigkeit eines hydrodynamischen Axiallagers zur Lagerung einer drehbar in einem Lagergehäuse gelagerten Welle zu verbessern. Wird der zwischen den Tragflächen des Axiallagers ausgebildete Spalt in radialer Richtung nach aussen verengt ausgebildet, indem die Tragflächen zumindest im radial äusseren Bereich schief relativ zueinander angeordnet sind, ergibt sich im Betrieb aufgrund der oben angesprochenen Deformation der rotierenden Tragfläche eine Reduktion der relativen Schiefstellung der Tragflächen. Die Verengung im radial äusseren Bereich wird vermindert, so dass die Tragflächen im Betrieb gleichmässiger aufeinander aufliegen.  Object of the present invention is therefore to improve the carrying capacity of a hydrodynamic thrust bearing for supporting a rotatably mounted in a bearing housing shaft. If the gap formed between the bearing surfaces of the axial bearing is formed narrowing in the radial direction to the outside by the wings are arranged obliquely relative to each other at least in the radially outer region, resulting in a reduction of the relative inclination of the wings in operation due to the above-mentioned deformation of the rotating support surface , The constriction in the radially outer region is reduced, so that the wings rest more evenly on each other during operation.
Wird etwa der Lagerkamm mit einer konischen, also zur gegenüberliegenden Tragfläche hin geneigten Tragfläche gefertigt, kann die Temperaturdeformation im Kammlager kompensiert werden. Bei der Kompensation müssen die Deformationen wegen Flieh-, Schub- und weiteren Kräften ebenfalls in Betracht gezogen werden. If, for example, the bearing comb is manufactured with a conical bearing surface which is thus inclined towards the opposite bearing surface, the temperature deformation in the comb bearing can be compensated. When compensating the deformations due to centrifugal, thrust and other forces must also be considered.
Da die Kammlagerdeformationen betriebspunktabhängig sind, wird der Schmierspalt unter gewissen Betriebsbedingungen in radialer Richtung kleiner. Diese Situation ist günstiger als die heutige mit erweitertem Schmierspalt, da die Tragfähigkeit weniger reduziert und der fliehkraftbedingte Druckaufbau in radialer Richtung begünstigt wird. Die Kompensation wegen Tragflächendeformationen durch Temperaturgradienten, Flieh-, Schub- und weiteren Kräften kann auch an der Schwimmscheibe, beziehungsweise bei einem schwimmscheibenlosen Axiallager am Axialanschlag des Lagergehäuses erfolgen. Allfällige temperaturbedingte Deformationen im Bereiche des Axialanschlags am Lagergehäuse können in ähnlicher Weise ausgeführt werden wie am Kammlager. Since the comb bearing deformations are operating point-dependent, the lubrication gap becomes smaller under certain operating conditions in the radial direction. This situation is more favorable than today's with extended lubrication gap, since the load capacity is reduced less and the centrifugal pressure build-up in the radial direction is favored. The compensation for wing deformations by temperature gradients, centrifugal, thrust and other forces can also be done on the floating disk, or in a floating disc thrust bearing on the axial stop of the bearing housing. Any temperature-induced deformations in the areas of the axial stop on the bearing housing can be carried out in a similar manner as on the comb bearing.
Falls eine doppelseitig konische Schwimmscheibe oder eine sehr dünne, sich im Betrieb an sich verändernde geometrische Verhältnisse anpassende Schwimmscheibe verwendet wird, kann die Kammlagerdeformation auch durch eine konische Ausbildung des Axialanschlags am Lagergehäuse kompensiert werden. Dank Kompensation der Deformation wird die Axiallagerung gegen Anstreifen der Schwimmscheibe oder des Lagerkamms, beziehungsweise - bei einem schwimmscheibenlosen Axiallager - des Axiallagers, an den benachbarten Lagerteilen robuster. Der Turbolader wird betriebssicherer und verschleissbedingte Kosten können reduziert werden. If a double-sided conical floating disk or a very thin, in operation to changing geometric conditions adaptive floating disk is used, the comb bearing deformation can also be compensated by a conical design of the axial stop on the bearing housing. Due to compensation of the deformation, the axial bearing against rubbing the floating disk or the bearing comb, or - at a Floating washer thrust bearing - the thrust bearing, more robust on the adjacent bearing parts. The turbocharger will be more reliable and wear-related costs can be reduced.
Kurze Beschreibung der Zeichnungen Brief description of the drawings
Nachfolgend werden Ausführungsformen der Erfindung anhand von Zeichnungen detailliert erläutert. Hierbei zeigt  Hereinafter, embodiments of the invention will be explained in detail with reference to drawings. This shows
Fig. 1 im rechten Teil einen entlang der Drehachse geführten Schnitt durch eine gemäss dem Stand der Technik ausgebildete Ausführungsform eines Axialgleitlagers mit einem rotierenden Lagerkamm, einem feststehenden Axialanschlag sowie einer Schwimmscheibe, und im linken Teil eine Frontansicht in axialer Richtung auf die entsprechende Schwimmscheibe mit einer profilierten Kreisringfläche, Fig. 1 in the right part of a guided along the axis of rotation section through a trained according to the prior art embodiment of a thrust bearing with a rotating bearing comb, a fixed axial stop and a floating disk, and in the left part of a front view in the axial direction of the corresponding floating disk with a profiled annular surface,
Fig. 2 ein schematisch dargestelltes Axialgleitlager nach Fig .1 , wobei in dieser und in allen nachfolgenden Figuren der Lagerkamm jeweils im kalten Zustand dargestellt ist, und zusätzlich die Verformung des Lagerkamms im Betriebszustand aufgrund der Erwärmung und der schnellen Rotation und der daraus resultierende Schmierspalt mit gestrichelten Linien angedeutet ist, 1, wherein in this and in all subsequent figures, the bearing comb is shown in each case in the cold state, and in addition the deformation of the bearing comb in the operating state due to the heating and the fast rotation and the resulting lubrication gap with indicated by dashed lines,
Fig. 3 ein schematisch dargestelltes Axialgleitlager gemäss einer ersten, erfindungsgemässen Ausführungsform, mit einem konisch geformten Lagerkamm, und einem daraus resultierenden, sich radial nach aussen hin verjüngenden Schmierspalt, 3 is a schematically illustrated Axialgleitlager according to a first embodiment according to the invention, with a conically shaped bearing comb, and a resulting, radially outwardly tapered lubrication gap,
Fig. 4 ein schematisch dargestelltes Axialgleitlager gemäss einer zweiten, erfindungsgemässen Ausführungsform mit einer lagerkammseitig konisch geformten Schwimmscheibe, und einem daraus resultierenden, sich radial nach aussen hin verjüngenden Schmierspalt, 4 a schematically illustrated axial plain bearing according to a second embodiment according to the invention with a bearing comb side conically shaped floating disk, and a resulting, radially outwardly tapering lubricating gap,
Fig. 5 ein schematisch dargestelltes Axialgleitlager gemäss einer dritten, erfindungsgemässen Ausführungsform, mit einem konisch geformten Axiallager und einem konisch geformten Lagerkamm, und zwei daraus resultierenden, sich radial nach aussen hin verjüngenden Schmierspalte, Fig. 6 ein schematisch dargestelltes Axialgleitlager gemäss einer vierten, erfindungsgemässen Ausführungsform mit einem konisch geformten Axiallager und einer lagerkammseitig konisch geformten Schwimmscheibe, und zwei daraus resultierenden, sich radial nach aussen hin verjüngenden Schmierspalte, 5 shows a schematically illustrated axial plain bearing according to a third embodiment according to the invention, with a conically shaped axial bearing and a conically shaped bearing comb, and two resulting, radially outwardly tapered lubricating gaps, 6 a schematically illustrated axial plain bearing according to a fourth embodiment according to the invention with a conically shaped axial bearing and a bearing comb side conically shaped floating disk, and two resulting, radially outwardly tapered lubricating gaps,
Fig. 7 ein schematisch dargestelltes Axialgleitlager gemäss einer fünften, erfindungsgemässen Ausführungsform mit einer beidseitig konisch geformten Schwimmscheibe, und zwei daraus resultierenden, sich radial nach aussen hin verjüngenden Schmierspalte, Fig. 8 ein schematisch dargestelltes Axialgleitlager gemäss einer sechsten, erfindungsgemässen Ausführungsform mit einem konisch geformten Lagerkamm und einer axiallagerseitig konisch geformten Schwimmscheibe, und zwei daraus resultierenden, sich radial nach aussen hin verjüngenden Schmierspalte, Fig. 9 ein schematisch dargestelltes Axialgleitlager gemäss einer siebten, erfindungsgemässen Ausführungsform, ohne Schwimmscheibe, mit einem konisch geformten Lagerkamm, und einem daraus resultierenden, sich radial nach aussen hin verjüngenden Schmierspalt, und 7 shows a schematically illustrated axial plain bearing according to a fifth embodiment according to the invention with a conically shaped floating disk on both sides, and two resulting, radially outwardly tapered lubricating gaps, FIG. 8 a schematically illustrated axial plain bearing according to a sixth embodiment according to the invention with a conically shaped one 9 shows a schematically illustrated axial plain bearing according to a seventh embodiment according to the invention, without floating disk, with a conically shaped bearing comb, and a resulting,, itself radially outwardly tapered lubrication gap, and
Fig. 10 ein schematisch dargestelltes Axialgleitlager gemäss einer achten, erfindungsgemässen Ausführungsform, wiederum ohne Schwimmscheibe, mit einem konisch geformten Axialanschlag, und einem daraus resultierenden, sich radial nach aussen hin verjüngenden Schmierspalt. 10 shows a schematically illustrated axial plain bearing according to an eighth embodiment according to the invention, again without a floating disk, with a conically shaped axial stop, and a resulting, radially outwardly tapered lubricating gap.
Weg zur Ausführung der Erfindung Way to carry out the invention
Fig. 1 zeigt beispielhaft ein hydrodynamisches Axiallager gemäss dem Stand der Technik, wobei im rechten Teil der Figur in einem axial entlang der Rotationswelle geführten Schnitt die drei wesentlichen Komponenten des Axiallagers sichtbar gemacht sind. Der Lagerkamm 10 ist auf der rotierenden Welle 40 aufgesetzt - oder optional mit der Welle stoffschlüssig verbunden bzw. mit der Welle aus einem Stück gefertigt - und rotiert mit der Welle mit. Axial zwischen einem Axialanschlag 21 an dem Lagergehäuse 20 und dem Lagerkamm ist eine Schwimmscheibe 30 angeordnet. Zwischen Axialanschlag und Schwimmscheibe einerseits, und Schwimmscheibe und Lagerkamm andererseits, ist jeweils ein Schmierspalt ausgebildet, in welchem sich zwischen den Tragflächen eine dünne Schmierölschicht befindet. In der dargestellten Ausführungsform weisen die Tragfläche 22 am Axialanschlag und die Tragfläche 1 1 am Lagerkamm jeweils eine in Umfangsrichtung eben ausgestaltete Gleitfläche auf, während die beiden Tragflächen der Schwimmscheibe Teil einer profilierten Kreisringfläche sind. Dieser grundsätzliche Aufbau der beiden Schmierspalte wird auch in allen nachfolgend beschriebenen Ausführungsformen der erfindungsgemässen hydrodynamischen Axialgleitlager mit Schwimmscheibe übernommen. Für alle diese Ausführungsformen gilt, dass die Gleitflächen und die profilierten Kreisringflächen bei einem oder beiden der Schmierspalte auch auf der jeweils anderen Seite des Schmierspalts angeordnet sein können, so dass beispielsweise die Schwimmscheibe beidseitig je eine ebene Gleitfläche aufweist während die profilierte Kreisringfläche auf der Tragfläche des Lagerkamms und dem Axialanschlag des Lagergehäuses angebracht sind. In einer Ausführungsform ohne Schwimmscheibe, wäre entsprechend die profilierte Kreisringfläche auf dem rotierenden Lagerkamm angeordnet und die ebene Gleitfläche auf dem Axialanschlag des Lagergehäuses oder allenfalls umgekehrt, also die ebene Gleitfläche auf dem rotierenden Lagerkamm und die profilierte Kreisringfläche auf dem Axialanschlag des Lagergehäuses. Fig. 1 shows an example of a hydrodynamic thrust bearing according to the prior art, wherein in the right part of the figure in an axially guided along the rotation shaft section, the three essential components of the thrust bearing are made visible. The bearing comb 10 is mounted on the rotating shaft 40 - or optionally materially connected to the shaft or made with the shaft of one piece - and rotates with the shaft with. Axially between an axial stop 21 on the bearing housing 20 and the bearing comb a floating disk 30 is arranged. Between axial stop and floating disc on the one hand, and floating disc and bearing comb On the other hand, in each case a lubricating gap is formed, in which there is a thin lubricating oil layer between the wings. In the illustrated embodiment, the support surface 22 on the axial stop and the support surface 1 1 on the bearing comb each have a circumferentially planarized sliding surface, while the two wings of the floating disk are part of a profiled annular surface. This basic structure of the two lubrication gaps is also adopted in all embodiments of the inventive hydrodynamic axial plain bearings with floating disk described below. For all these embodiments applies that the sliding surfaces and the profiled annular surfaces can be arranged at one or both of the lubrication gaps on the other side of the lubricating gap, so that for example the floating disk on both sides each have a flat sliding surface while the profiled annular surface on the support surface of Lagerkamms and the axial stop of the bearing housing are mounted. In an embodiment without floating disk, the profiled annular surface would be arranged according to the rotating bearing comb and the flat sliding surface on the axial stop of the bearing housing or possibly vice versa, ie the flat sliding surface on the rotating bearing comb and the profiled annular surface on the axial stop of the bearing housing.
Der Aufbau der profilierten Kreisringfläche ist aus dem linken Teil der Fig.1 ersichtlich, in welchem die Schwimmscheibe um 90° gedreht, so dass in einer Aufsicht die eine der Stirnseiten der Schwimmscheibe zu sehen ist. The structure of the profiled annular surface can be seen from the left part of Figure 1, in which the floating disk is rotated by 90 °, so that in a plan view of the one of the end faces of the floating disk can be seen.
Die profilierte Kreisringfläche dient der Optimierung des für die Tragkraft des Axiallagers entscheidenden Druckaufbaus im Schmierspalt zwischen den Tragflächen. Die Profilierung der Kreisringfläche umfasst mehrere Segmente mit jeweils einer radial nach aussen führenden Schmierölnut 33 zum Verteilen des im radial innen liegenden Bereichs der profilierten Kreisringfläche zugeführten Schmieröls. Entgegen der mit dem schwarzen Pfeil angedeuteten Rotationsrichtung der profilierten Kreisringfläche sind den Schmierölnuten 33 benachbart den Schmierspalt in Umfangsrichtung verengende Keilflächen 34 ausgebildet, über welche das in die Schmierölnuten 33 eingebrachte Schmieröl gemäss den dicken Pfeilen austritt. Das Schmieröl wird dabei möglichst über die gesamte radiale Höhe der Schmierölnuten 33 in die Keilfläche 34 geführt. Der für die Tragfähigkeit des Axiallagers notwendige Druckaufbau erfolgt im Wesentlichen im Bereich der Keilflächen. In Umfangsrichtung an die Keilflächen 34 angrenzend sind Rastflächen 35 ausgebildet, welche eine ebene Fläche umfassen, die den geringsten Abstand zur Gegenkontur, als der oben beschriebenen Gleitfläche aufweisen. Die axiale Ausdehnung (Dicke) des Schmierspaltes kann somit als Abstand zwischen den Rastflächen 35 und der gegenüberliegenden Gleitfläche beschrieben werden. Zur Optimierung des Druckaufbaus in radialer Richtung in der Schmierölnut sowie über den Keilflächen können Schmierölnut und Keilfläche radial nach aussen mit einem den Schmierspalt verengenden Steg abgeschlossen sein. Der Steg kommt dabei typischerweise bis auf die Höhe der Rastfläche zu liegen, so dass Rastfläche und Steg in einer Ebene liegen. The profiled annular surface serves to optimize the decisive for the load capacity of the thrust bearing pressure build-up in the lubrication gap between the wings. The profiling of the annular surface comprises a plurality of segments, each with a leading radially outward Schmierölnut 33 for distributing the in the radially inner region of the profiled annular surface supplied lubricating oil. Contrary to the direction of rotation indicated by the black arrow of the profiled annular surface, the lubricating oil grooves 33 adjacent the lubrication gap are formed in the circumferential direction narrowing wedge surfaces 34 through which the lubricating oil introduced into the lubricating oil grooves 33 exits according to the thick arrows. The lubricating oil is guided as possible over the entire radial height of the lubricating oil grooves 33 in the wedge surface 34. The necessary pressure for the load capacity of the thrust bearing is essentially in Area of wedge surfaces. In the circumferential direction of the wedge surfaces 34 adjacent locking surfaces 35 are formed, which comprise a flat surface having the smallest distance to the mating contour, as the sliding surface described above. The axial extent (thickness) of the lubrication gap can thus be described as a distance between the latching surfaces 35 and the opposite sliding surface. To optimize the pressure build-up in the radial direction in the lubricating oil groove and over the wedge surfaces, the lubricating oil groove and the wedge surface can be closed radially outwards with a web narrowing the lubricating gap. The web typically comes to lie down to the height of the locking surface, so that locking surface and web lie in one plane.
Für die nachfolgend beschriebenden Ausführungsformen wird die Ausbildung der Schmierölnut und der Keilfläche vernachlässigt. Entsprechend werden nachfolgend die Begriffe der profilierten Kreisringfläche und der Gleitfläche nicht mehr verwendet. Für die praktische Umsetzung wird jedoch darauf hingewiesen, dass die Schmierspalte, wie oben beschrieben, vorteilhafterweise jeweils von einer profilierten Kreisringfläche und einer ebenen Gleitfläche begrenzt sind. Beim nachfolgend verwendeten Begriff der wirksamen Tragfläche ist derjenige Bereich der profilierten Kreisringfläche gemeint, welcher allgemein als Rastfläche bezeichnet wird. Die Rastflächen befinden sich typischerweise in Flussrichtung des Schmieröls gesehen anschliessend an die Keilflächen. For the embodiments described below, the formation of the lubricating oil groove and the wedge surface is neglected. Accordingly, the terms of the profiled annular surface and the sliding surface are no longer used below. For practical implementation, however, it should be noted that the lubricating gaps, as described above, are advantageously limited in each case by a profiled annular surface and a planar sliding surface. In the term of the effective support surface used below, that area of the profiled annular surface is meant, which is generally referred to as a latching surface. The locking surfaces are typically located in the direction of flow of the lubricating oil, following the wedge surfaces.
Wie in Fig. 1 und im vergrösserte dargestellten Detail gemäss Fig. 2 angedeutet, sind die Tragflächen der Axiallagerungen im kalten Zustand, also im Stillstand des Rotors, senkrecht zur Rotationsachse des Rotors oder aber zumindest parallel zueinander ausgebildet. Im Betrieb kann sich die Tragfläche im Lagerkamm wegen Temperaturgradienten, Flieh-, Schub- und weiteren Kräften verformen. Der gegenüber der Welle radial hervorstehende Kamm verformt sich aufgrund der Temperaturdifferenz zwischen der für das Axiallager relevanten Tragfläche und der dieser abgewandten Rückseite schirmförmig. Diese Verformung, in der Fig. 2 mit gestrichelten Linien angedeutet, kann zum Anstreifen des Kammlagers an der Schwimmscheibe im radial inneren Bereich führen, da die Tragkraft des Schmierspalts aufgrund der radial nach aussen divergierenden Tragflächen 31 und 1 1 ' des Axiallagers und dem damit verbundenen ungehinderten Austreten des Schmieröls nachlässt, besonders bei tiefem Ölversorgungsdruck, bei welchem nicht ausreichend Schmieröl nachgeführt werden kann. As indicated in Fig. 1 and in the enlarged detail shown in FIG. 2, the support surfaces of the axial bearings in the cold state, ie at a standstill of the rotor, perpendicular to the axis of rotation of the rotor or at least parallel to each other. In operation, the bearing surface in the bearing comb can deform due to temperature gradients, centrifugal, thrust and other forces. The relative to the shaft radially projecting comb deforms umbrella-shaped due to the temperature difference between the relevant for the thrust bearing wing and the rear facing away from this. This deformation, indicated by dashed lines in FIG. 2, can lead to scratching of the comb bearing on the floating disk in the radially inner region, since the bearing force of the lubrication gap due to the radially outwardly diverging wings 31 and 1 1 'of the thrust bearing and the associated unimpeded leakage of the lubricating oil, especially at low levels Oil supply pressure at which not enough lubricating oil can be tracked.
Fig. 3 zeigt ein schematisch dargestelltes hydrodynamisches Axialgleitlager gemäss einer ersten, erfindungsgemässen Ausführungsform. Dabei ist die wirksame Tragfläche 31 auf der dem Lagerkamm zugewandten Seite der Schwimmscheibe 30 streng radial, das heisst senkrecht zur Drehachse der Welle 40 ausgerichtet. Die Tragfläche 1 1 des Lagerkamms hingegen, ist zur Schwimmscheibe 30 hin geneigt geformt, so dass sich im radial äusseren Bereich des Schmierspalts 52 eine Verengung in axialer Richtung ergibt. Die Neigung der Tragfläche 1 1 des Lagerkamms kann in dieser Ausführungsform, ebenso wie in den nachfolgend beschriebenen, weiteren Ausführungsformen durch eine gleichmässige, gerade Neigung oder durch eine kurvenförmige Neigung realisiert sein. In den Figuren sind die Verformungen der rotierenden Bauteile sowie die Verengungen der Schmierspalte stark übertrieben dargestellt. Tatsächlich bewegen sich die erfindungsgemäss vorgesehenen Neigungswinkel über dem gesamten Radius des geneigten Bauteils im Bereich einiger hundertstel Grad, wodurch sich etwa bei einer Scheibe mit einem Durchmesser von 200 Millimeter eine Verengung des Schmierspalts am radial äusseren Rand von einigen hundertstel Millimeter ergibt. Im Betrieb ergibt sich aufgrund der oben beschriebenen Erwärmung des Lagerkamms sowie durch Einwirkung der genannten Kräfte eine Verformung des Lagerkamms, welche wiederum mit gestrichelten Linien angedeutet ist. Erfindungsgemäss streckt sich die im kalten Zustand zur Schwimmscheibe hin geneigte Tragfläche 1 1 des Lagerkamms derart, dass sich im Nennbetrieb der Winkel der Verengung des Schmierspalts 52' verringert und die beiden Tragflächen 31 und 1 1 ' des Lagers parallel zueinander oder, unter Aufrechterhaltung einer gegenüber dem kalten Zustand weniger stark ausgeprägten Schmierspaltverengung, zumindest nahezu parallel zueinander verlaufen. Dass im kalten Zustand, also im Stillstand und auch bei kleinen Drehzahlen, die erfindungsgemässe Ausbildung des Axialgleitlagers zu einer Verengung des Schmierspalts im radial äusseren Bereich führt, ist kein Problem, da das aufgestaute Schmieröl für einen zusätzlichen Druckaufbau sorgt. Fig. 4 zeigt ein schematisch dargestelltes hydrodynamisches Axialgleitlager gemäss einer zweiten, erfindungsgemässen Ausführungsform. Dabei ist die Tragfläche 1 1 des Lagerkamms streng radial, das heisst senkrecht zur Drehachse der Welle 40 ausgerichtet. Dafür ist die Tragfläche 31 auf der dem Lagerkamm zugewandten Seite der Schwimmscheibe 30 in dieser Ausführungsform zum Lagerkamm 10 hin geneigt ausgebildet, so dass sich im radial äusseren Bereich des Schmierspalts 52 wiederum die Verengung in axialer Richtung ergibt. Die Schwimmscheibe ist somit auf der dem Lagerkamm zugewandten Seite konusförmig ausgebildet, während sie auf der anderen, dem Axialanschlag am Lagergehäuse zugewandten Seite senkrecht zur Drehachse der Welle 40 ausgerichtet ist. Im Betrieb ergibt sich aufgrund der oben beschriebenen Erwärmung des Lagerkamms sowie durch Einwirkung der genannten Kräfte eine Verformung des Lagerkamms, welche wiederum mit gestrichelten Linien angedeutet ist. Erfindungsgemäss biegt sich die im kalten Zustand senkrecht zur Drehachse der Welle 40 ausgerichtete Tragfläche 1 1 des Lagerkamms derart, dass sich im Nennbetrieb der Winkel der Verengung des Schmierspalts 52' verringert und die beiden Tragflächen 31 und 1 1 ' des Lagers parallel oder nahezu parallel zueinander verlaufen. 3 shows a schematically illustrated hydrodynamic axial plain bearing according to a first embodiment according to the invention. In this case, the effective support surface 31 on the bearing comb facing side of the floating disk 30 strictly radial, that is aligned perpendicular to the axis of rotation of the shaft 40. The wing 1 1 of the bearing comb, however, is inclined towards the floating disk 30, so that in the radially outer region of the lubricating gap 52 results in a narrowing in the axial direction. The inclination of the support surface 1 1 of the bearing comb can be realized in this embodiment, as well as in the other embodiments described below by a uniform, straight slope or by a curved slope. In the figures, the deformations of the rotating components and the narrowing of the lubricating gaps are greatly exaggerated. In fact, the angle of inclination provided according to the invention over the entire radius of the inclined component is in the range of a few hundredths of a degree, resulting in a narrowing of the lubricating gap at the radially outer edge of a few hundredths of a millimeter, for example for a disk having a diameter of 200 millimeters. In operation, due to the above-described heating of the bearing comb and by the action of the forces mentioned a deformation of the bearing comb, which in turn is indicated by dashed lines. According to the invention extends in the cold state to the floating disk inclined support surface 1 1 of the bearing comb such that decreases in nominal operation, the angle of narrowing of the lubricating gap 52 ' and the two wings 31 and 1 1 ' of the bearing parallel to each other or, while maintaining a opposite the cold state less pronounced lubrication gap narrowing, at least almost parallel to each other. That in the cold state, ie at a standstill and even at low speeds, the inventive design of the Axialgleitlagers leads to a narrowing of the lubricating gap in the radially outer region, no problem, since the pent-up lubricating oil provides additional pressure build-up. 4 shows a schematically illustrated hydrodynamic axial plain bearing according to a second embodiment according to the invention. Here, the support surface 1 1 of the bearing comb is strictly radial, that is perpendicular to the axis of rotation of the shaft 40th aligned. For this, the support surface 31 is formed on the side facing the bearing comb side of the floating disk 30 in this embodiment inclined to the bearing block 10, so that in turn results in the radially outer region of the lubricating gap 52, the narrowing in the axial direction. The floating disk is thus formed conically on the side facing the bearing comb, while it is aligned on the other, the axial stop on the bearing housing side facing perpendicular to the axis of rotation of the shaft 40. In operation, due to the above-described heating of the bearing comb and by the action of the forces mentioned a deformation of the bearing comb, which in turn is indicated by dashed lines. According to the invention, the supporting surface 11 of the bearing comb aligned in the cold state perpendicular to the axis of rotation of the shaft 40 bends so that the narrowing angle of the lubricating gap 52 'is reduced during nominal operation and the two bearing surfaces 31 and 11 ' of the bearing are parallel or nearly parallel to one another run.
In den Ausführungsformen gemäss den Fig. 5 bis 8 ist neben dem Schmierspalt 52 zwischen der Schwimmscheibe 30 und dem Lagerkamm 10 auch der Schmierspalt 51 zwischen dem Axialanschlag 21 und der Schwimmscheibe 30 mit einer Verengung in axialer Richtung im radial äusseren Bereich ausgebildet. In the embodiments according to FIGS. 5 to 8, in addition to the lubricating gap 52 between the floating disk 30 and the bearing comb 10, the lubricating gap 51 between the axial stop 21 and the floating disk 30 is formed with a constriction in the axial direction in the radially outer region.
Fig. 5 zeigt ein schematisch dargestelltes hydrodynamisches Axialgleitlager gemäss einer dritten, erfindungsgemässen Ausführungsform. Dabei ist die Tragfläche 31 auf der dem Lagerkamm zugewandten Seite der Schwimmscheibe 30 streng radial, das heisst senkrecht zur Drehachse der Welle 40 ausgerichtet. Die Tragfläche 1 1 des Lagerkamms hingegen, ist zur Schwimmscheibe 30 hin geneigt geformt, so dass sich im radial äusseren Bereich des Schmierspalts 52 eine Verengung in axialer Richtung ergibt. Der zweite, ebenfalls mit einer Verengung in axialer Richtung im radial äusseren Bereich versehene Schmierspalt erstreckt sich zwischen der streng radial, das heisst senkrecht zur Drehachse der Welle 40, ausgerichteten Tragfläche 32 auf der dem Axialanschlag zugewandten Seite der Schwimmscheibe 30 und der zur Schwimmscheibe 30 hin geneigten Tragfläche 22 des Axialanschlags 21 an dem Lagergehäuse. Die Schwimmscheibe ist somit mit zwei senkrecht zur Drehachse der Welle 40 ausgerichteten, parallel zueinander verlaufenden Seiten versehen. Im Betrieb ergibt sich aufgrund der oben beschriebenen Erwärmung des Lagerkamms sowie durch Einwirkung der genannten Kräfte eine Verformung des Lagerkamms 10, welche wiederum mit gestrichelten Linien angedeutet ist. Erfindungsgemäss streckt sich die im kalten Zustand zur Schwimmscheibe hin geneigte Tragfläche 1 1 des Lagerkamms derart, dass sich im Nennbetrieb der Winkel der Verengung des Schmierspalts 52' verringert und die beiden Tragflächen 31 und 1 1 ' des Lagers parallel zueinander oder nahezu parallel zueinander verlaufen. 5 shows a schematically illustrated hydrodynamic axial plain bearing according to a third embodiment according to the invention. In this case, the support surface 31 on the bearing comb facing side of the floating disk 30 strictly radial, that is aligned perpendicular to the axis of rotation of the shaft 40. The wing 1 1 of the bearing comb, however, is inclined towards the floating disk 30, so that in the radially outer region of the lubricating gap 52 results in a narrowing in the axial direction. The second, also provided with a constriction in the axial direction in the radially outer region lubrication gap extends between the strictly radially, that is perpendicular to the axis of rotation of the shaft 40, aligned support surface 32 on the axial stop facing side of the floating disk 30 and the floating disk 30 back inclined support surface 22 of the axial stop 21 on the bearing housing. The floating disk is thus provided with two perpendicular to the axis of rotation of the shaft 40 aligned, mutually parallel sides. In operation, due to the above-described heating of the bearing comb and by the action of the forces mentioned a deformation of the bearing comb 10, which again indicated by dashed lines. According to the invention extends in the cold state to the floating disk inclined support surface 1 1 of the bearing comb such that decreases in nominal operation, the angle of narrowing of the lubricating gap 52 ' and the two wings 31 and 1 1 ' of the bearing parallel to each other or almost parallel to each other.
Fig. 6 zeigt ein schematisch dargestelltes hydrodynamisches Axialgleitlager gemäss einer vierten, erfindungsgemässen Ausführungsform, welches sich von der vorhergehenden dadurch unterscheidet, dass die Tragfläche 1 1 des Lagerkamms streng radial, das heisst senkrecht zur Drehachse der Welle 40 ausgerichtet und dafür die Tragfläche 31 auf der dem Lagerkamm zugewandten Seite der Schwimmscheibe 30 zum Lagerkamm 10 hin geneigt ausgebildet ist. Der zweite, ebenfalls mit einer Verengung in axialer Richtung im radial äusseren Bereich versehene Schmierspalt erstreckt sich wiederum zwischen der streng radial, das heisst senkrecht zur Drehachse der Welle 40 ausgerichteten Tragfläche 32 auf der dem Axialanschlag zugewandten Seite der Schwimmscheibe und der zur Schwimmscheibe 30 hin geneigten Tragfläche 22 des Axialanschlags 21 an dem Lagergehäuse. Die Schwimmscheibe ist somit auf der dem Lagerkamm zugewandten Seite konusformig ausgebildet, während sie auf der anderen, dem Axialanschlag am Lagergehäuse zugewandten Seite senkrecht zur Drehachse der Welle 40 ausgerichtet ist. Im Betrieb ergibt sich aufgrund der oben beschriebenen Erwärmung des Lagerkamms sowie durch Einwirkung der genannten Kräfte eine Verformung des Lagerkamms, welche wiederum mit gestrichelten Linien angedeutet ist. Erfindungsgemäss biegt sich die im kalten Zustand senkrecht zur Drehachse der Welle 40 ausgerichtete Tragfläche 1 1 des Lagerkamms derart, dass sich im Nennbetrieb der Winkel der Verengung des Schmierspalts 52' verringert und die beiden Tragflächen 31 und 1 1 ' des Lagers parallel zueinander oder nahezu parallel zueinander verlaufen. 6 shows a schematically illustrated hydrodynamic axial plain bearing according to a fourth embodiment according to the invention, which differs from the previous one in that the support surface 11 of the bearing comb is oriented strictly radially, that is perpendicular to the axis of rotation of the shaft 40 and for this the support surface 31 on the the bearing comb facing side of the floating disk 30 is inclined to the bearing comb 10 is formed. The second, likewise provided with a constriction in the axial direction in the radially outer region lubrication gap extends again between the strictly radial, that is perpendicular to the axis of rotation of the shaft 40 aligned bearing surface 32 on the axial stop facing side of the floating disk and the floating disk 30 towards inclined Support surface 22 of the axial stop 21 on the bearing housing. The floating disk is thus formed konusformig on the bearing comb side facing, while it is aligned on the other, the axial stop on the bearing housing side facing perpendicular to the axis of rotation of the shaft 40. In operation, due to the above-described heating of the bearing comb and by the action of the forces mentioned a deformation of the bearing comb, which in turn is indicated by dashed lines. According to the invention, the supporting surface 1 1 of the bearing comb aligned in the cold state perpendicular to the axis of rotation of the shaft 40 bends so that the narrowing angle of the lubricating gap 52 'is reduced during nominal operation and the two bearing surfaces 31 and 11 ' of the bearing parallel to each other or nearly parallel to each other.
Fig. 7 zeigt ein schematisch dargestelltes hydrodynamisches Axialgleitlager gemäss einer fünften, erfindungsgemässen Ausführungsform. Dabei ist die Tragfläche 1 1 des Lagerkamms streng radial, das heisst senkrecht zur Drehachse der Welle 40 ausgerichtet . Die Tragfläche 31 auf der dem Lagerkamm zugewandten Seite der Schwimmscheibe 30 hingegen ist zum Lagerkamm 10 hin geneigt ausgebildet, so dass sich im radial äusseren Bereich des Schmierspalts 52 eine Verengung in axialer Richtung ergibt. Der zweite, ebenfalls mit einer Verengung in axialer Richtung im radial äusseren Bereich versehene Schmierspalt erstreckt sich zwischen der streng radial, das heisst senkrecht zur Drehachse der Welle 40 ausgerichtet Tragfläche des Axialanschlags 21 an dem Lagergehäuse und der zum Axialanschlag hin geneigten Tragfläche 32 auf der dem Axialanschlag zugewandten Seite der Schwimmscheibe. Die Schwimmscheibe 30 ist somit beidseitig konusförmig ausgebildet. Im Betrieb ergibt sich aufgrund der oben beschriebenen Erwärmung des Lagerkamms sowie durch Einwirkung der genannten Kräfte eine Verformung des Lagerkamms 10, welche wiederum mit gestrichelten Linien angedeutet ist. Erfindungsgemäss biegt sich die im kalten Zustand senkrecht zur Drehachse der Welle 40 ausgerichtete Tragfläche 1 1 des Lagerkamms derart, dass sich im Nennbetrieb der Winkel der Verengung des Schmierspalts 52' verringert und die beiden Tragflächen 31 und 1 1 ' des Lagers parallel zueinander oder nahezu parallel zueinander verlaufen. FIG. 7 shows a schematically illustrated hydrodynamic axial plain bearing according to a fifth embodiment according to the invention. In this case, the support surface 1 1 of the bearing comb is strictly radial, that is aligned perpendicular to the axis of rotation of the shaft 40. The bearing surface 31 on the bearing comb facing side of the floating disk 30, however, is inclined to the bearing block 10, so that in the radially outer region of the lubricating gap 52, a constriction in the axial Direction results. The second, also provided with a constriction in the axial direction in the radially outer region lubrication gap extends between the strictly radial, that is perpendicular to the axis of rotation of the shaft 40 aligned bearing surface of the axial stop 21 on the bearing housing and the axial stop inclined towards the support surface 32 on the Axial stop facing side of the floating disk. The floating disk 30 is thus formed on both sides of a cone. In operation, due to the above-described heating of the bearing comb and by the action of the forces mentioned a deformation of the bearing comb 10, which in turn is indicated by dashed lines. According to the invention, the supporting surface 1 1 of the bearing comb aligned in the cold state perpendicular to the axis of rotation of the shaft 40 bends so that the narrowing angle of the lubricating gap 52 'is reduced during nominal operation and the two bearing surfaces 31 and 11 ' of the bearing parallel to each other or nearly parallel to each other.
Fig. 8 zeigt ein schematisch dargestelltes hydrodynamisches Axialgleitlager gemäss einer sechsten, erfindungsgemässen Ausführungsform, welches sich von der vorhergehenden dadurch unterscheidet, dass die Tragfläche 31 auf der dem Lagerkamm zugewandten Seite der Schwimmscheibe 30 streng radial, das heisst senkrecht zur Drehachse der Welle 40 ausgerichtet und dafür die Tragfläche 1 1 des Lagerkamms, zur Schwimmscheibe 30 hin geneigt geformt ist, so dass sich im radial äusseren Bereich des Schmierspalts 52 wiederum eine Verengung in axialer Richtung ergibt. Der zweite, ebenfalls mit einer Verengung in axialer Richtung im radial äusseren Bereich versehene Schmierspalt erstreckt sich wiederum zwischen der streng radial, das heisst senkrecht zur Drehachse der Welle 40 ausgerichtet Tragfläche 22 des Axialanschlags 21 an dem Lagergehäuse und der zum Axialanschlag hin geneigten Tragfläche 32 auf der dem Axialanschlag zugewandten Seite der Schwimmscheibe. Die Schwimmscheibe ist somit auf der dem Axialanschlag am Lagergehäuse zugewandten Seite konusförmig ausgebildet, während sie auf der anderen, dem Lagerkamm zugewandten Seite senkrecht zur Drehachse der Welle 40 ausgerichtet ist. Im Betrieb ergibt sich aufgrund der oben beschriebenen Erwärmung des Lagerkamms sowie durch Einwirkung der genannten Kräfte eine Verformung des Lagerkamms, welche wiederum mit gestrichelten Linien angedeutet ist. Erfindungsgemäss streckt sich die im kalten Zustand zur Schwimmscheibe hin geneigte Tragfläche 1 1 des Lagerkamms derart, dass sich im Nennbetrieb der Winkel der Verengung des Schmierspalts 52' verringert und die beiden Tragflächen 31 und 1 1 ' des Lagers parallel zueinander oder nahezu parallel zueinander verlaufen. 8 shows a schematically illustrated hydrodynamic axial plain bearing according to a sixth embodiment according to the invention, which differs from the previous one in that the support surface 31 is aligned strictly radially, that is perpendicular to the axis of rotation of the shaft 40, on the side of the floating disk 30 facing the bearing comb for the support surface 1 1 of the bearing comb, is inclined to the floating disk 30, so that in turn results in the radially outer region of the lubricating gap 52, a constriction in the axial direction. The second, also provided with a constriction in the axial direction in the radially outer region lubrication gap extends in turn between the strictly radial, that is perpendicular to the axis of rotation of the shaft 40 aligned bearing surface 22 of the axial stop 21 on the bearing housing and the axial stop inclined towards the support surface 32 the axial stop facing side of the floating disk. The floating disk is thus formed conically on the side facing the axial stop on the bearing housing side, while it is aligned on the other, the bearing comb side facing perpendicular to the axis of rotation of the shaft 40. In operation, due to the above-described heating of the bearing comb and by the action of the forces mentioned a deformation of the bearing comb, which in turn is indicated by dashed lines. According to the invention, the support surface 1 1 of the bearing comb inclined in the cold state towards the floating disk stretches in such a way that, during nominal operation, the angle of the narrowing of the lubricating gap 52 'is reduced and the both wings 31 and 1 1 'of the bearing parallel to each other or almost parallel to each other.
Die beiden letzten Figuren zeigen jeweils ein hydrodynamisches Axialgleitlager ohne Schwimmscheibe, bei denen eine Tragfläche 12 auf dem rotierenden Lagerkamm 10 und eine Tragfläche 22 auf dem Axialanschlag 21 des Lagergehäuses 20 angeordnet ist. Der sich dazwischen ergebende Schmierspalt 53 ist erfindungsgemäss wiederum radial nach aussen konvergierend ausgebildet, das heisst, dass sich der Schmierspalt im radial äusseren Bereich verjüngt. The last two figures each show a hydrodynamic thrust bearing without floating disk, in which a support surface 12 on the rotating bearing comb 10 and a support surface 22 on the axial stop 21 of the bearing housing 20 is arranged. According to the invention, the lubricating gap 53 which results therebetween is in turn designed to converge radially outwards, that is to say that the lubricating gap tapers in the radially outer region.
Die in der Fig. 9 gezeigte, siebte erfindungsgemässe Ausführungsform eines hydrodynamischen Axialgleitlagers weist eine Tragfläche 12 des Lagerkamms 10 auf, welche zum Axialanschlag 21 des Lagergehäuses 20 hin geneigt geformt ist, so dass sich im radial äusseren Bereich des Schmierspalts 53 die Verengung in axialer Richtung ergibt. Die Tragfläche 22 des Axialanschlags 21 des Lagergehäuses 20 ist in dieser Ausführungsform streng radial, das heisst senkrecht zur Drehachse der Welle 40 ausgerichtet. Im Betrieb ergibt sich aufgrund der oben beschriebenen Erwärmung des Lagerkamms sowie durch Einwirkung der genannten Kräfte wiederum eine Verformung des Lagerkamms, welche wiederum mit gestrichelten Linien angedeutet ist. Erfindungsgemäss streckt sich die im kalten Zustand zur Tragfläche des Axialanschlags 21 hin geneigte Tragfläche 12 des Lagerkamms derart, dass sich im Nennbetrieb der Winkel der Verengung des Schmierspalts 53' verringert und die beiden Tragflächen 12' und 22 des Lagers parallel zueinander oder nahezu parallel zueinander verlaufen. The seventh inventive embodiment of a hydrodynamic axial plain bearing shown in FIG. 9 has a support surface 12 of the bearing comb 10, which is inclined towards the axial stop 21 of the bearing housing 20, so that in the radially outer region of the lubrication gap 53 the constriction in the axial direction results. The support surface 22 of the axial stop 21 of the bearing housing 20 is in this embodiment strictly radial, that is aligned perpendicular to the axis of rotation of the shaft 40. In operation, due to the above-described heating of the bearing comb and by the action of said forces again results in a deformation of the bearing comb, which in turn is indicated by dashed lines. According to the invention extends in the cold state to the support surface of the axial stop 21 inclined support surface 12 of the bearing comb such that decreases in nominal operation, the angle of narrowing of the lubricating gap 53 ' and the two wings 12 ' and 22 of the bearing parallel to each other or almost parallel to each other ,
Die in der Fig. 10 gezeigte, achte erfindungsgemässe Ausführungsform eines hydrodynamischen Axialgleitlagers weist eine Tragfläche 12 des Lagerkamms 10 auf, welche streng radial, das heisst senkrecht zur Drehachse der Welle 40 ausgerichtet ist. Dafür ist die Tragfläche 22 des Axialanschlags 21 am Lagergehäuse 20 in dieser Ausführungsform zum Lagerkamm 10 hin geneigt ausgebildet, so dass sich im radial äusseren Bereich des Schmierspalts 53 wiederum die Verengung in axialer Richtung ergibt. Der Axialanschlag ist somit auf der dem Lagerkamm zugewandten Seite konusförmig ausgebildet. Im Betrieb ergibt sich aufgrund der oben beschriebenen Erwärmung des Lagerkamms sowie durch Einwirkung der genannten Kräfte wiederum eine Verformung des Lagerkamms, welche wiederum mit gestrichelten Linien angedeutet ist. Erfindungsgemäss biegt sich die im kalten Zustand senkrecht zur Drehachse der Welle 40 ausgerichtete Tragfläche 12 des Lagerkamms 10 derart, dass sich im Nennbetrieb der Winkel der Verengung des Schmierspalts 53' verringert und die beiden Tragflächen 12' und 22 des Lagers parallel zueinander oder nahezu parallel zueinander verlaufen. In allen Ausführungsformen ist jeweils eine der Tragflächen als von der Ebene abweichend, welche senkrecht zur Drehachse der Welle ausgerichtet ist und die andere Tragfläche als streng radial, also entlang ebendieser Ebene verlaufend, welche senkrecht zur Drehachse der Welle ausgerichtet ist, beschrieben. Erfindungsgemäss können die sich verengenden Schmierspalte auch realisiert werden, indem die jeweiligen Tragflächen beide von jeweiligen Ebenen, welche senkrecht zur Drehachse der Welle ausgerichtet sind, abweichen, jedoch in einem Winkel zueinander stehen. Beispielsweise können in der Ausführungsform mit einer Schwimmscheibe sowohl die Tragfläche auf der dem Lagerkamm zugewandten Seite der Schwimmscheibe als auch die Tragfläche auf dem Lagerkamm zum Schmierspalt hin geneigt gegenüber der Ebene, welche senkrecht zur Drehachse der Welle ausgerichtet ist, verlaufen und so den sich verengenden Schmierspalt begrenzen. The eighth embodiment according to the invention of a hydrodynamic axial plain bearing shown in FIG. 10 has a bearing surface 12 of the bearing comb 10, which is oriented strictly radially, that is to say perpendicular to the axis of rotation of the shaft 40. For this, the support surface 22 of the axial stop 21 on the bearing housing 20 in this embodiment is inclined towards the bearing comb 10, so that the narrowing in the axial direction results in the radially outer region of the lubrication gap 53. The axial stop is thus formed conically on the bearing comb side facing. In operation, due to the above-described heating of the bearing comb and by the action of said forces again results in a deformation of the bearing comb, which in turn is indicated by dashed lines. According to the invention, the bends in the cold state perpendicular to Rotary axis of the shaft 40 aligned bearing surface 12 of the bearing comb 10 such that in nominal operation, the angle of narrowing of the lubricating gap 53 'is reduced and the two wings 12 ' and 22 of the bearing parallel to each other or almost parallel to each other. In all embodiments, each one of the wings is deviating from the plane which is oriented perpendicular to the axis of rotation of the shaft and the other wing as strictly radial, ie along this plane extending, which is aligned perpendicular to the axis of rotation of the shaft described. According to the invention, the narrowing lubricating gaps can also be realized by the respective wings both differ from respective planes, which are aligned perpendicular to the axis of rotation of the shaft, but at an angle to each other. For example, in the embodiment with a floating disk both the support surface on the bearing comb facing side of the floating disk and the support surface on the bearing comb to the lubrication gap inclined towards the plane which is aligned perpendicular to the axis of rotation of the shaft, and so the narrowing lubrication gap limit.
Auch wenn in allen oben genannten Ausführungsformen jeweils nur von Tragflächen die Rede war, sei hier nochmals darauf hingewiesen, dass falls eine oder beide der einen jeweiligen Schmierspalt begrenzenden Bauteile eine profilierte Oberfläche mit Schmierölnut, Keilflächen und Rastflächen auf, so ist mit dem Begriff Tragfläche jeweils derjenige Bereich der profilierten Oberfläche gemeint, welcher als Rastfläche bezeichnet wird. Bei fehlender Rastfläche erstrecht sich die Tragfläche entlang der maximalen Erhebung der Keilflächen im Übergangsbereich zu den jeweils nächsten Schmierölnut. Although in each of the above-mentioned embodiments only wings were mentioned, it should be pointed out once again that if one or both of the components delimiting a respective lubrication gap has a profiled surface with a lubricating oil groove, wedge surfaces and latching surfaces, the term support surface is used in each case that area of the profiled surface meant, which is referred to as a locking surface. In the absence of latching surface, the wing erstrecht along the maximum elevation of the wedge surfaces in the transition region to the next Schmierölnut.
Bezugszeichenliste LIST OF REFERENCE NUMBERS
Lagerkannnn Lagerkannnn
, 12 Tragfläche am Lagerkamm, 12 wing at the camp crest
' , 12' Tragfläche am Lagerkamm (im Betriebszustand) ', 12 ' bearing surface on the bearing comb (in operating condition)
Lagergehäuse  bearing housing
Axialanschlag  axial stop
Gleitfläche  sliding surface
Schwimmscheibe floating disk
, 32 Tragfläche der Schwimmscheibe , 32 wing of the floating disk
Schmierölnut  lubricating oil groove
Keilfläche  wedge surface
Rastfläche  Rest area
Welle  wave
Schmierspalt zwischen Axialanschlag und Schwimmscheibe  Lubrication gap between axial stop and floating disc
Schmierspalt zwischen Schwimmscheibe und Lagerkamm Lubrication gap between floating disk and bearing comb
' Schmierspalt zwischen Schwimmscheibe und Lagerkamm (im Betriebszustand) 'Lubrication gap between floating disk and bearing comb (in operating condition)
Schmierspalt zwischen Axialanschlag und Lagerkamm Lubrication gap between axial stop and bearing comb
' Schmierspalt zwischen Axialanschlag und Lagerkamm (im Betriebszustand) 'Lubrication gap between axial stop and bearing comb (in operating condition)

Claims

P AT E N TA N S P R Ü C H E P AT E N TA N S P R O C H E
Hydrodynamisches Axiallager zur Lagerung einer drehbar in einem Lagergehäuse (20) gelagerten Welle (40), umfassend einen Axialanschlag (21 ) des Lagergehäuses (20) sowie einen mit der Welle drehenden Lagerkamm (10), wobei zwischen dem Axialanschlag (21 ) und dem Lagerkamm (10) mindestens ein durch eine profilierte Kreisringfläche und eine der profilierten Kreisringfläche gegenüberliegende, ebene Gleitfläche (22) begrenzter, mit Schmieröl beaufschlagter Schmierspalt (51 , 52, 53) ausgebildet ist, wobei die profilierte Kreisringfläche um die oder mit der Welle (40) rotierend ausgebildet ist, wobei die Profilierung der Kreisringflächen mehrere Segmente mit jeweils einer radial verlaufenden Schmierölnut (33), einer in Umfangsrichtung mit der Schmierölnut (33) verbundenen Keilfläche (34) und einer in Umfangsrichtung an die Keilfläche (34) angrenzende Rastflächen (35) aufweist, dadurch gekennzeichnet, dass bei mindestens einem Schmierspalt (51 , 52, 53) die Rastflächen (35) und die ebene Gleitfläche (22) derart ausgebildet sind, dass sich der durch die Rastflächen (35) und die ebene Gleitfläche (22) begrenzte Schmierspalt (52) radial nach aussen bezüglich der axialen Richtung verengt.  A hydrodynamic thrust bearing for mounting a shaft (40) rotatably mounted in a bearing housing (20), comprising an axial stop (21) of the bearing housing (20) and a bearing cam (10) rotating with the shaft, between the axial stop (21) and the bearing cam (10) at least one, by a profiled annular surface and the profiled annular surface opposite, planar sliding surface (22) limited, lubricated oil lubricating gap (51, 52, 53) is formed, wherein the profiled annular surface around or with the shaft (40). is formed rotatably, wherein the profiling of the annular surfaces a plurality of segments each having a radially extending Schmierölnut (33), a circumferentially with the Schmierölnut (33) connected wedge surface (34) and in the circumferential direction of the wedge surface (34) adjacent locking surfaces (35) characterized in that at least one lubrication gap (51, 52, 53) the locking surfaces (35) un d the flat sliding surface (22) are formed such that the by the locking surfaces (35) and the flat sliding surface (22) limited lubrication gap (52) narrows radially outward with respect to the axial direction.
Hydrodynamisches Axiallager nach Anspruch 1 , wobei eine ebene Gleitfläche (22) des Axialanschlags, welche den sich radial nach aussen verengenden Schmierspalt (51 , 53) begrenzt, zumindest in einem radial äusseren Teil abweichend von der Ebene, welche senkrecht zur Rotationsachse steht, zum Lagerkamm (10) hin geneigt ausgebildet ist. Hydrodynamic thrust bearing according to claim 1, wherein a flat sliding surface (22) of the axial stop, which limits the radially outwardly narrowing lubricating gap (51, 53), at least in a radially outer part different from the plane which is perpendicular to the axis of rotation, to the bearing comb (10) is inclined towards.
Hydrodynamisches Axiallager nach einem der Ansprüche 1 oder 2, wobei eine ebene Gleitfläche (22) des Lagerkamms (10), welche den sich radial nach aussen verengenden Schmierspalt (52, 53) begrenzt, abweichend von der Ebene, welche senkrecht zur Rotationsachse steht, zum Axialanschlag (21 ) hin geneigt ausgebildet ist. Hydrodynamic thrust bearing according to one of claims 1 or 2, wherein a flat sliding surface (22) of the bearing comb (10), which limits the radially outwardly narrowing lubricating gap (52, 53), deviating from the plane which is perpendicular to the axis of rotation to the Axial stop (21) is inclined towards.
Hydrodynamisches Axiallager nach einem der Ansprüche 1 bis 3, wobei axial zwischen dem Axialanschlag (21 ) und dem Lagerkamm (10) eine Schwimmscheibe (30) angeordnet ist, und wobei ein durch eine profilierte Kreisringfläche und eine gegenüberliegende, ebene Gleitfläche (22) begrenzter und sich radial nach aussen verengender Schmierspalt (52) zwischen der Schwimmscheibe (30) und dem Lagerkamm (10) ausgebildet ist. Hydrodynamic thrust bearing according to one of claims 1 to 3, wherein axially between the axial stop (21) and the bearing comb (10) a floating disk (30) is arranged, and wherein a by a profiled annular surface and an opposite, planar sliding surface (22) limited and radially outward narrowing lubricating gap (52) between the floating disk (30) and the bearing comb (10) is formed.
5. Hydrodynamisches Axiallager nach Anspruch 4, wobei die profilierte Kreisringfläche der Schwimmscheibe (30) und eine ebene Gleitfläche des Lagerkamms (10) den sich radial nach aussen verengenden Schmierspalt (52) begrenzen, und wobei die ebene Gleitfläche zumindest in einem radial äusseren Teil abweichend von der Ebene, welche senkrecht zur Rotationsachse steht, zum Axialanschlag (21 ) hin geneigt ausgebildet ist. 5. A hydrodynamic thrust bearing according to claim 4, wherein the profiled annular surface of the floating disk (30) and a flat sliding surface of the bearing comb (10) bounding the radially outwardly narrowing lubricating gap (52), and wherein the flat sliding surface at least in a radially outer part deviating from the plane which is perpendicular to the axis of rotation, to the axial stop (21) is inclined towards.
6. Hydrodynamisches Axiallager nach einem der Ansprüche 4 oder 5, wobei von dem Axialanschlag (21 ) und der Schwimmscheibe (30) ein weiterer Schmierspalt (51 ) begrenzt ist, wobei die diesen weiteren Schmierspalt (51 ) begrenzende ebene Gleitfläche (22) des Axialanschlags (21 ), abweichend von der Ebene, welche senkrecht zur Rotationsachse steht, zur Schwimmscheibe (30) hin geneigt ausgebildet ist. 7. Strömungsmaschine, umfassend eine in einem Gehäuse (20) drehbar gelagerte Welle (40), mit einem hydrodynamischen Axiallager nach einem der Ansprüche 1 bis 6. 6. A hydrodynamic thrust bearing according to one of claims 4 or 5, wherein from the axial stop (21) and the floating disk (30), a further lubricating gap (51) is limited, wherein said further lubrication gap (51) delimiting flat sliding surface (22) of the axial stop (21), deviating from the plane which is perpendicular to the axis of rotation, to the floating disk (30) is inclined towards. 7. turbomachine, comprising a in a housing (20) rotatably mounted shaft (40), with a hydrodynamic thrust bearing according to one of claims 1 to 6.
8. Abgasturbolader, umfassend eine in einem Gehäuse (20) drehbar gelagerte Welle (40), mit einem hydrodynamischen Axiallager nach einem der Ansprüche 1 bis 6. 9. Abgasturbolader nach Anspruch 8, wobei der Lagerkamm (10) und die Welle (40) stoffschlüssig verbunden oder aus einem Stück gefertigt sind. 8. Exhaust gas turbocharger, comprising a housing (20) rotatably mounted shaft (40), with a hydrodynamic thrust bearing according to one of claims 1 to 6. 9. Exhaust gas turbocharger according to claim 8, wherein the bearing comb (10) and the shaft (40) cohesively connected or made of one piece.
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