WO2020114803A1 - Abgasturbolader mit einem hydrodynamischen gleitlager oder hydrodynamisches gleitlager - Google Patents

Abgasturbolader mit einem hydrodynamischen gleitlager oder hydrodynamisches gleitlager Download PDF

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Martin Berger
Rüdiger KLEINSCHMIDT
Frieder Stetter
Oliver Kuhne
Steffen Schmitt
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    • F16C27/02—Sliding-contact bearings

Definitions

  • the invention relates to an exhaust gas turbocharger with a hydrodynamic plain bearing or a hydrodynamic plain bearing, with a rotor and a counter-bearing part assigned to the rotor, wherein a rotor bearing surface of the rotor and a counter surface of the counter-bearing part face each other to form the hydrodynamic plain bearing combined radial / axial bearing, with a continuous hydrodynamically stable gap formed between the rotor bearing surface and the counter surface, the rotor bearing surface and / or the counter surface forming a contour along a longitudinal section and through the axis of rotation in sectional view forming a bearing contour which have merging contour sections in order to generate hydrodynamic load capacities both in the radial and in the axial direction, a contour section in the sectional view in a first bearing area forming a linear section which is part of a circumferential section, at least in some regions, about the axis of rotation , in particular cylindrical or partially cylindrical bearing section, with a further contour section in the sectional view in
  • Rotating machine elements e.g. Shafts, rollers, gearwheels or pump wheels need guidance in radial and axial directions in order to transmit forces and torques.
  • This task can be taken over by hydrodynamically acting plain bearings.
  • the function of this type of bearing is based on the physical principle of hydrodynamic pressure generation.
  • hydrodynamic plain bearings a suitable lubricant is held between the rotor and the stator (counter bearing part). When the rotor rotates relative to the stator, shear forces develop in the lubricant, which then transport it through the bearing at a certain speed. With a converging bearing gap, this results in a hydrodynamic pressure increase. With a diverging gap course - after the converging bearing gap, there is a pressure drop.
  • the hydrodynamic pressure creates a sufficiently thick layer of lubricant that separates the two sliding partners. In this operating state, the friction takes place in the lubricant layer (fluid friction).
  • the hydrodynamic pressures generated in this way in conjunction with the surface used, keep the external forces in balance and describe the load-bearing capacity of the plain bearing.
  • To generate the hydrodynamic pressure no additional energy in the form of printing work or a volume of lubricant which is supplied at a certain pressure via grooves or pockets is required.
  • the load capacity results from the company sizes.
  • the basics for the numerical calculation of the hydrodynamic pressure are presented in DIN 31652 Part 1 (DIN Taschenbuch 198; Gleitlager 2; Beuth Verlag GmbH; Berlin, GmbH 1991).
  • Hydrodynamic radial plain bearings are often in the form of cylindrical
  • Bushings designed as a segmented variant or as a tilting segment bearing. See (DIN 31652 part 2 and VDI guidelines 2204).
  • the hydrodynamically effective elements (eg segments) of the slide bearing are cylindrical and thus arranged parallel to the axis of rotation.
  • the converging gap results from the eccentric position from the rotor to the stator.
  • Hydrodynamic axial plain bearings are designed in the form of a thrust washer with various grooves or surface modifications in the form of accumulation edges, wedge surfaces or spiral grooves. They can also be designed as a so-called tilting segment bearing (see DIN 31653 Parts 1 to 3; DIN 31654 Parts 1 to 3).
  • the axial plain bearing is arranged orthogonally to the axis of rotation, with a generally rotating track disc as counterpart.
  • the converging gap profile required for hydrodynamic pressure generation results from the design of the surface structures (pockets, ramps, etc.), the inclination of the tilting segments or an angular offset between the bearing and the track disc.
  • both radial and axial loads occur in a technical solution, both of the above-mentioned bearing types must be used.
  • the axial loads are then transferred via an axial slide bearing and the radial loads via the radial slide bearing.
  • the two types of bearings must then be calculated and designed separately from each other, which results in correspondingly high costs both in design and in production.
  • An exhaust gas turbocharger is known from DE 10 2008 059 598 A1. This has a shaft which carries a turbine wheel or a compressor wheel at its ends. The shaft is mounted in a housing by means of two hydrodynamic plain bearings. These are designed in the form of tapered bearings.
  • US 5,518,319 A discloses a plain bearing with circular surfaces, the diameter of which varies in the circumferential direction in order to produce spherical, toroidal or combined cylindrical-conical bearing surfaces.
  • DE 850 093 C discloses a combined radial / axial bearing with a cylindrical and a conical bearing area. A circumferential lubrication groove is arranged between these areas and separates the bearing areas from one another. The cone angle of the conical bearing area and the ratio of the cylindrical to the conical bearing area are matched to one another in accordance with the radial and axial forces that occur.
  • the bearing forces to be removed are static in the radial and axial directions, and thus the conical part of the combined bearing can absorb part of the radial bearing force, so that the cylindrical part can be switched correspondingly shorter, which leads to a reduction in the overall frictional power.
  • the static load in particular does not exist in exhaust gas turbochargers in motor vehicles.
  • Combined radial / axial bearings with conical bearing areas are e.g. known from DE10 2014 014 962 A1 or DE10 2015 009 167 A1.
  • Groove structures for generating a pumping action are provided in the bearing area. With these groove structures, the lubricant used can be kept in the bearing area. Due to their design, these known bearings have a relatively high friction, since a load-bearing capacity is achieved primarily by the pumping action of the groove structures.
  • one of the “conical” contours of either rotor or stator is usually provided with a very large radius in a sectional view through the axis in such bearings in order to avoid seizing of the rotor, which inevitably leads to a variation in the film thickness of the base film, and thus leading to the hydrodynamic effectiveness of the bearing.
  • the object of the invention is to provide a friction-optimized storage system that is easy to manufacture and that ensures reliable and effective storage even under highly dynamic loads.
  • a combined radial / axial bearing in which the hydrodynamically stable gap is guided both over the first and the second bearing area and over the transition section.
  • This creates a hydrodynamic load capacity across the entire bearing contour.
  • high axial and radial bearing forces can be transmitted in the smallest of spaces.
  • the further linear section of the second bearing area forms an angle with the axis of rotation in the range between> 30 ° to ⁇ 90 °. This results in Surprisingly, a reduction in friction in the warehouse.
  • the total efficiency of the bearing can thus be increased in a simple manner and the performance of the bearing can be further increased.
  • the further linear section of the second bearing area includes an angle with the axis of rotation in the range between> 45 ° to ⁇ 75 °.
  • powerful hydrodynamic plain bearings can be designed for highly loaded exhaust gas turbochargers, such as those used in trucks.
  • the range between> 50 ° to ⁇ 60 ° is particularly preferably selected if high-speed hydrodynamic plain bearings with strong alternating loads, such as occur, for example, in passenger cars, are required. It has been shown here in particular that the frictional power is minimized when the angle is 55 °.
  • the rotor bearing surface and / or the counter surface has at least one wedge surface, for at least regionally continuous tapering of the lubricant gap, and that the at least one wedge surface extends at least in regions over both the first and the second bearing region extends and is also guided over the transition section mediating the storage areas.
  • This measure also initially leads to a further improvement in the performance of the hydrodynamic plain bearing.
  • several pressure zones are created via the wedge surfaces, which keep the rotor in a stabilized position. This can have a positive influence on the smooth running of the hydrodynamic plain bearing. This proves to be advantageous in particular in the case of high-speed and low-load rotors which are susceptible to self-excited frequencies and the associated instabilities.
  • the wedge surface or the wedge surfaces in the direction of rotation of the slide bearing merges directly or directly into a latching surface which runs in an arc shape in the circumferential direction and preferably in the circumferential direction. Because locking surfaces are now also provided in the transition area, this area can also be used to increase the overall load-bearing capacity overall. It has also been shown that this supports the effect of improved smoothness described above.
  • the rotor bearing surface and the counter surface in the region of the transition section mediating the first and the second bearing region are designed such that they lie against one another at maximum deflection of the rotor in such a way that line contact occurs, preferably identically are trained.
  • a variation in the thickness of the hydrodynamic gap during the transition from the first storage area to the second storage area in the area of the transition section is minimized, so that the hydrodynamic load-bearing capacity can be maximized.
  • the latching surfaces in the transition region can, for example, be designed such that they form a line contact in the rest position of the sliding bearing in the direction of the axis of rotation.
  • a possible embodiment of the invention can be such that the transition section has or forms at least two linear transition sections.
  • Such a transition section can be easily manufactured, for example by machining. If it is also provided that the first linear transition section facing the first bearing area encloses a smaller angle with the axis of rotation than that of the second bearing area facing second linear transition area, then there is an improved lubricant flow in the transition section. For this purpose it can also or additionally be provided that two arc transition sections with different curvature contours are used.
  • a hydrodynamic sliding bearing according to the invention can be designed such that an arc transition section is connected on both sides to the linear transition section, and that preferably one arc transition section merges directly or indirectly into the rotor bearing surface of the rotor or the counter surface of the counter bearing part. This results in a continuous transition of the linear transition section into the regions adjoining in the direction of the axis of rotation. This results in a uniform pressure build-up in the transition section, which has a positive influence on the performance of the hydrodynamic plain bearing.
  • the rotor bearing surface and / or the counter surface forms / form a continuous and at least once continuously differentiable bearing contour in a section along and through the axis of rotation in order to generate hydrodynamic load-bearing capacity over the entire bearing contour.
  • hydrodynamic load-bearing capacity is continuously generated across the transition section and the adjacent sections of the first and second bearing areas.
  • the geometric dimension of the hydrodynamic plain bearing can be reduced again by this measure.
  • contour sections of the first and second bearing areas are passed directly or indirectly into one another in the transition section over a rounded area, a rounding radius in the range between 0.3 mm to 1.5 mm being preferably provided, and / or that the Rounding radius in the range between 5% to 25% of the average diameter of the transition section.
  • Such relatively small roundings create a relatively high load capacity with a high rotor deflection, and thus a good damping behavior, for the purposes of use in high-speed machines, for example, exhaust gas turbochargers and are also relatively easy to manufacture.
  • the transition section in an alternative variant of the invention, it is possible for the transition section to adjoin the first and / or the second bearing area by means of a bend running in the circumferential direction. It is also conceivable that within the transition section two linear transition sections or two arch transition sections or one linear transition section and one arch transition section are connected to one another via a bend running in the circumferential direction. Such geometries are easy to manufacture and also serve to stabilize the transition between the two bearing areas, for the purpose of effective generation of bearing force in the transition area.
  • At least one oil feed groove is made in the rotor bearing surface and / or the counter surface, which extends at least in regions in the direction of the axis of rotation or this spirally around the Rotation axis, in particular with a pitch angle of ⁇ 20 ° and / or which includes an angle in the region of ⁇ 20 ° at least in regions with this rotation axis, and that the oil production groove extends at least in regions over the first and / or the second bearing region and the transition section .
  • the oil production grooves preferably extend over the entire axial length of the contour section of the first bearing area. Accordingly, the Oil production grooves on a supply section, which opens into a transition area. The transition area introduces the lubricant into this contour section. The oil production grooves also extend from this contour section over the subsequent contour sections of the transition section and the second bearing area. Following the contour section of the second storage area, the oil production grooves open on the environmental side.
  • the oil delivery groove can also end on the contour section of the second bearing area, particularly preferably centrally on this contour section.
  • the oil flow can be regulated and / or limited, with adequate oil lubrication of the axial bearing part being ensured here.
  • the bearing surface of the rotor is formed by a rotor part which is connected to a rotor shaft and is held on the rotor shaft by the rotor part is supported in the region of a support section of the rotor shaft with respect to the rotor shaft, and that the support section and at least one of the contour sections of the counter-bearing part overlap at least in regions in the direction of the axis of rotation.
  • the support section with which the rotor part is supported with respect to the rotor shaft overlaps in the direction of the axis of rotation with at least one of the contour sections of the counter-bearing part, preferably with the bearing area in which the radial loads are largely supported is.
  • the rotor part remains easy to assemble because it can, for example, be pushed onto the rotor shaft, the support section then being assigned to the corresponding bearing area of the rotor part. In the assembled state, the rotor part is kept tilt-stable, which means that the lubricant gap in the hydrodynamic slide bearing is reliably maintained during operation even with changing loads.
  • the rotor part has a bearing area which forms the contour sections, and that the bearing area is arranged such that at least one of these contour sections in the direction of the axis of rotation at least partially covers the support section.
  • the fact that the rotor part directly forms the contour sections for the storage area significantly reduces the number of parts. Due to the small number of components of the slide bearing, in the bearing area adjoining the support section in the radial direction, the sum of the manufacturing tolerances in this direction is also minimized, which leads to a dimensionally stable and easily reproducible bearing arrangement in which the bearing clearance in the hydrodynamic plain bearings can be precisely maintained.
  • the radial play between the support section of the rotor shaft and the area of the rotor part adjacent to the support section is smaller than the radial play between the rotor part and the counter-bearing part, preferably less than 80%, particularly preferably corresponds to less than 60% of the radial play between the rotor part and the counter-bearing part.
  • An arrangement which is designed in accordance with one or more of the dimensioning specifications mentioned above is particularly suitable for the purposes of use in an exhaust gas turbocharger for a passenger car.
  • such an arrangement results in only slight imbalances.
  • a sufficient lubrication gap in the hydrodynamic plain bearing is always guaranteed.
  • even the minimum lubrication gap thickness that is possible is dimensioned in such a way that an adequate lubricant flow is possible in the special bearing type according to the invention.
  • This lubricant flow is then in particular such that there are no such eddy currents in the lubricant within the lubricant gap of the hydrodynamic sliding bearing that would lead to a disturbing acoustic impairment.
  • there are no self-exciting eddy currents in the lubricant in such a hydrodynamic plain bearing, there are no self-exciting eddy currents in the lubricant.
  • a particularly preferred variant of the invention is such that the counter bearing part is installed in a bearing housing or a housing part, that a preferably circumferential gap region is formed between an outer contour of the counter bearing part and the bearing housing or the housing part, the gap region having a lubricant guide channel is spatially connected. It can preferably be provided that the gap region and the support section overlap at least in regions in the direction of the axis of rotation.
  • a pinch oil film can be produced in the gap area. This is possible because the gap area is connected to a lubricant supply, for example with a pressure pump. In this way, by displacing the lubricant, a pressure and thus the load-bearing pinch oil film is generated in the gap area.
  • the bearing types used in the context of the invention with preferably continuous and particularly preferably continuously differentiable bearing contours, which have different contour sections, are already characterized by a particularly quiet and quiet operating mode. Therefore, the gap area can be dimensioned so that a relatively soft damping effect of the pinch oil film is created. This results in a bearing design with a soft damping characteristic in the area of the pinch oil film. Ultimately, this also means that, with a softer damping, a lower load-bearing capacity of the hydrodynamic bearing is required, which leads to a further reduction in the size of the hydrodynamic plain bearing and thus to its frictional output.
  • a soft damping characteristic leads to increased deflection of the rotor, which increases the contour gap between the turbine or compressor wheel and the turbine or Condenser wheel housing conditional.
  • the gap area generally has the shape of a hollow cylinder.
  • the gap area has a different geometry, in particular that a hollow cone.
  • the referred outer diameter is the mean diameter
  • the radial play between the counter bearing part and the bearing housing or the housing part is greater than the radial play between the rotor part and the counter bearing part.
  • the radial play between the counter-bearing part and the bearing housing (or the housing part) and the axial extent of the gap area is defined by the relationship:
  • Axial extension of the gap area in millimeters is 9 minus C times radial play between the counter-bearing part and the bearing housing in millimeters, with C in the range between 61 to 75.
  • C is preferably selected in the range between 66 and 70.
  • the lower load-bearing capacity of the hydrodynamic slide bearing which is lower due to an adapted damping, can be realized in this context in particular by dimensioning the axial overlap in the direction of the axis of rotation between the counter-bearing part and the bearing housing or the housing part in the gap area in order to form a pinch oil film such that the ratio of the extent of the gap area in the direction of Rotation axis to the radial play between the counter bearing part and the bearing housing or the housing part is:
  • Axial extension of the gap area in the direction of the axis of rotation / radial play 40 to 80.
  • This ratio can particularly preferably be selected in the range between 45 to 70.
  • the rotor part has a base part which is provided with at least one seal receptacle into which a circumferential sealing element is inserted.
  • the rotor part has a shoulder with a stop surface and that the stop surface strikes a radial surface of a collar of the rotor shaft .
  • the prescribed planar system also enables an axial clamping force to be introduced into the rotor part, so that it is clamped, axially secured and non-rotatable in the circumferential direction between a compressor wheel and the collar, preferably under the action of a screw connection. This measure results in simple assembly with little outlay on parts.
  • the continuous bearing contour of the rotor bearing surface and / or the counter surface consisting of the two or more contour sections during a cut is continuously differentiable along and through the axis of rotation in a sectional view.
  • hydrodynamic load capacities can be adjusted via the contour sections and preferably generate the entire bearing contour in both the axial and radial directions.
  • the hydrodynamic plain bearings can be equipped as two-surface plain bearings with two or more lubricating wedges.
  • the hydrodynamic plain bearings can be equipped as two-surface plain bearings with two or more lubricating wedges.
  • the segmentation of the bearing in the area of the contour sections reduces the friction.
  • this bearing also improves the axial load-bearing capacity, since a continuous and continuously differentiable transition is created between the individual contour sections. As a result, a higher load-bearing capacity is achieved with constant friction.
  • the segmentation of the bearing arrangement also leads to a further reduction in noise emissions.
  • a, preferably annular, spacing space is formed between the rotor shaft and the rotor part in the direction of the axis of rotation, directly or indirectly next to the support section.
  • the assembly is simplified due to the shorter guide length of the rotor part.
  • the spacing space is formed by an increase in diameter in the rotor part, which adjoins the bearing area of the rotor part. This simplifies production.
  • the rotor shaft can then remain unaffected in this area, which leads to greater stability.
  • Figure 1 shows an exhaust gas turbocharger in a sectional view
  • FIGS. 2 and 3 enlarged detailed representations, which are taken from FIG. 1,
  • FIG. 5 the counter bearing part according to FIG. 4 in full section
  • Figure 8 an enlarged detail view of a rotor shaft of the
  • FIG. 9 an enlarged detailed illustration taken from FIG. 8
  • FIGS. 10 and 11 enlarged detailed representations of a rotor shaft, as an alternative to the design according to FIG. 9.
  • FIG. 1 shows an exhaust gas turbocharger in a side view and in section the axis of rotation R.
  • the exhaust gas turbocharger has a rotor 10 with a rotor shaft 11.
  • the rotor shaft 11 has a central section which can have a taper. At its end facing the compressor, the central section has a stop 13.
  • a circumferential collar 12 can consequently be formed between the stop 13 and the taper of the central section.
  • the stop 13 can be seen in Figure 2.
  • the stop 13 can be designed, preferably as a wave shoulder with a radially oriented surface, which runs in a ring shape.
  • the rotor shaft 11 has a support section 14 on the compressor side. This can be designed in the form of a machined circumferential surface.
  • the support section 14 merges into a shaft section 15, which then ends in a threaded section 16.
  • a bearing section 17 can preferably be provided on the side of the rotor shaft 11 opposite the threaded section 16.
  • the bearing section 17 can be formed by machining the rotor shaft 11.
  • the bearing section 17 of the rotor shaft 11 has a circumferential bearing contour.
  • This bearing contour has several contour sections 17.1 to 17.3 and is preferably formed in one piece with the rotor shaft 11.
  • the contour section 17.1 which absorbs axial forces or radial and / or axial forces, can be designed, for example, as a truncated cone in order to absorb radial forces. It can also be convex or concave.
  • the contour section 17.3 can be cylindrical.
  • the two contour sections 17.1 and 17.3 are connected to one another via the contour section 17.2. The assignment is made in such a way that the contour sections 17.1 to 17.3 merge continuously into one another and thus form the continuous bearing contour.
  • the bearing contour is designed to be continuously differentiable, for example, along the axis of rotation R. It is also conceivable that the contour sections 17.1 to 17.3 are formed by a function that can be continuously differentiated several times, and thus form a bearing contour that is continuous with curvature.
  • the rotor shaft 11 can have a deflector 18 in the form of an oil slinger, for example in the form of an increase in diameter.
  • the diameter increase is in the form of a circumferential collar.
  • the deflector 18 can also have another suitable contour that effectively prevents or at least reduces oil leakage through the shaft passage in the bearing housing.
  • the rotor shaft 11 can also have at least one seal receptacle 19.
  • two seal receptacles 19 are used, for example in the form of piston ring grooves, which are arranged axially spaced apart from one another. Piston rings are inserted into the seal receptacles 19.
  • a turbine wheel 20 is arranged on the end of the rotor shaft 11 opposite the compressor wheel. The turbine wheel 20 is generally integrally connected to the rotor shaft 11.
  • the rotor 10 On the side facing away from the turbine wheel 20, the rotor 10 has a rotor part 40.
  • This rotor part 40 is illustrated enlarged in FIG. 2.
  • the rotor part 40 has a base part 41.
  • the base part 41 for example, can have at least one circumferential seal receptacle 42 in the form of a piston ring groove.
  • two circumferential seal receptacles 42 are used.
  • Annular sealing elements 43 in the form of piston rings are inserted into the seal receptacles 42.
  • the rotor part 40 has a bearing section 44 following the base part 41.
  • the bearing section 44 forms a circumferential bearing contour which can be similar or identical to the bearing contour which has the contour sections 17.1 to 17.3, the bearing section 44 having contour sections 44.1 to 44.3, that form the bearing contour.
  • the contour section 44.1 is for receiving the axial loads preferably frustoconical, but can also be convex or concave.
  • a cylindrical contour section 44.3 is again used to accommodate radial loads.
  • the two contour sections 44.1 and 44.3 are connected to one another by means of the contour section 44.2, or are transferred into one another by means of the contour section 44.2.
  • the contour section 44.2 can be shaped like a groove, similar to the contour section 17.2.
  • the continuous bearing contour is formed with the contour sections 44.1 to 44.3.
  • the bearing contour can form a continuous and continuously differentiable contour, for example in a sectional view. This can be clearly seen in the drawing, the contour sections 44.1 to 44.3 continuously merging into one another without continuity jumps.
  • the contour sections 44.1 to 44.3 are formed by a function that can be differentiated continuously and thus form a bearing contour that is continuous with curvature.
  • the rotor part 40 can have a shoulder 45. This is preferably formed by the bearing section 44.
  • the end face of the extension 45 is aligned radially. In this way, the shoulder 45 lies flat against the stop 13 of the collar 12 at the end.
  • the approach 45 is chamfered all around the inside.
  • an undercut is screwed into the rotor shaft 11 following the collar 12, as shown in FIG. 2.
  • the rotor part 40 bears on the bearing section 44 forming the bearing area 46 on the support section 14 of the rotor shaft 11.
  • a fit preferably in the form of a transition fit, is formed between the rotor part 40 and the rotor shaft 10.
  • a transition fit in the ISO basic tolerance class IT3 to IT8 is preferably implemented.
  • the bore which is made in the bearing area 46 and is used for bearing against the support section 14, follows the Storage area 46 on an increase in diameter, which forms a recess 47. By means of the recess 47 there is an annular free space between the rotor part 40 and the outer circumference of the rotor shaft 11.
  • the base part 41 has an annular and radially extending contact surface 48. This contact surface 48 is therefore parallel to the contact surface of the bearing section 44, which abuts the collar 12.
  • a compressor wheel 30 is pushed onto the rotor shaft 11 in the region of the shaft section 15.
  • the compressor wheel 30 bears with a radially extending contact surface on the contact surface 48 of the rotor part 40.
  • a nut 31 is screwed onto the threaded section 16. The nut 31 therefore braces the compressor wheel 30 against the rotor part 40 and the rotor part 40 against the stop 13. In this way, both the compressor wheel 30 and the rotor part 40 are fixed axially on the rotor shaft 11 and held thereon in a non-rotatable manner in the circumferential direction
  • the exhaust gas turbocharger has a counter-bearing part 50 which is inserted into a bearing housing 60 of the exhaust gas turbocharger.
  • the counter-bearing part has a central part 51.
  • the central part 51 is followed by extensions 53 on both sides.
  • the two approaches 53 each have a circumferential bearing contour.
  • This circumferential bearing contour is complementary to the bearing contour which is formed by the rotor part 14 or the bearing section 17 of the rotor shaft 11. Accordingly, these bearing contours have contour sections 53.1 to 53.3, which can again be designed to run all around.
  • the contour section 53.1 absorbing the axial forces is, for example, frustoconical, and the contour section 53.3 is, for example, cylindrical.
  • the two contour sections 53.1 and 53.3 merge continuously and continuously into one another at least once via the contour section 53.2.
  • the counter-bearing part 50 is first inserted into a correspondingly prepared receptacle of the bearing housing 60.
  • a fixing element 70 is used to fix the counter-bearing part 50 in the bearing housing 60.
  • the fixing element 70 has a folded section 72. This folded section 72 engages in a fixing receptacle 52 of the counter-bearing part 50.
  • To mount the fixing element 70 it can be inserted through a lubricant guide channel 61 of the bearing housing 60. In order to keep the fixing element 70 captive, it can be screwed into the bearing housing 60, pressed in or secured with a folding element.
  • the rotor 10 can be installed.
  • the rotor shaft 11 is inserted from the turbine-side bearing housing side into a bore in the bearing housing 60.
  • the rotor shaft 11 passes through the counter-bearing part 50, as shown in FIG. 1.
  • the insertion movement of the rotor 10 is limited by the contour section 17.1 of the rotor shaft 11, which abuts the associated contour section 53.1 of the counter-bearing part (see FIG. 3).
  • the sealing elements which have been inserted into the circumferential seal receptacle 19, bear against an assigned annular sealing surface of the bearing housing 60 (see FIG. 3).
  • the rotor part 40 can now be inserted into the bearing housing 60 from the opposite side.
  • the rotor part 40 with its bearing area 46 is pushed onto the rotor shaft 11. This is easy because the rotor part 40 is guided on the rotor shaft 11 with a precise fit only in the bearing area 46. Otherwise, the recess 47 does not hinder the insertion movement.
  • the rotor part 40 strikes the collar 12. Then the compressor wheel 30 is pushed onto the rotor shaft 11 and the nut 31 is screwed (see description above).
  • the rotor 10 with its contour sections 53.1 to 53.3 is arranged on both lugs 53 opposite the contour sections 17.1 to 17.3 and 44.1 to 44.3.
  • the assignment is made in such a way that a bearing clearance is created in which a hydrodynamic film for generating two hydrodynamic plain bearings is guided.
  • the sliding bearing is preferably in the range between 1 to 5 per thousand of the diameter of the contour section 17.3 or 44.3 transmitted by the radial forces.
  • a circumferential gap region 57 is created between one, preferably both lugs 53 of the counter-bearing part 50 and the bearing housing 60.
  • This gap area has a radial clearance relative radial play (absolute radial play / diameter of the counter-bearing part 50 in the gap area 57) in the range between 5 to 10 per thousand, particularly preferably in the range between 7 to 9 per thousand.
  • the gap area 57 is preferably arranged such that at least one of the contour sections 44.1 to 44.3 or 17.1 to 17.3 covers the gap area 57 in the direction of the axis of rotation R, the overlap is particularly preferably given at least in the area of the contour sections 17.3 and 44.3, which make a significant contribution offer for the load capacity of the hydrodynamic plain bearing in the radial direction.
  • the axial overlap in the direction of the axis of rotation R between the counter-bearing part 50 and the bearing housing 60 in the gap region 57 is preferably dimensioned such that the ratio of the extent of the gap region 57 in the direction of the axis of rotation R to the radial play between the counter-bearing part 50 and the Bearing housing 60 or the housing part is:
  • Axial extent of the gap area 57 in the direction of the rotation axis R / radial play 40 to 80
  • This ratio is particularly preferably in the range between 45 to 70.
  • a pinch oil film is created in the gap region 57 using one or more of the aforementioned dimensioning specifications.
  • this pinch oil film has a high axial load-bearing capacity for common exhaust gas turbocharger applications.
  • a squeeze oil film designed with suitable damping is particularly suitable for reducing the bearing forces, which result in particular from imbalance and load change processes during operation. In this way, on the one hand, it becomes special low-noise exhaust gas turbocharger, but also an exhaust gas turbocharger with improved friction performance.
  • the two gap areas 57 are spatially connected to the lubricant guide channel 61.
  • Lubricant under pressure can be supplied via the lubricant guide channel 61. It passes through a channel 71 of the fixing element 70 into a chamber 64. The lubricant is pressed into the gap regions 57 by the chamber 64. In this way, the possibility arises in the annular circumferential gap region 57 of an adaptable damping by means of the pinch oil film.
  • the lubricant is also supplied to the two hydrodynamic plain bearings from the same chamber 64.
  • the lubricant reaches the region of the hydrodynamic gap which is formed between the contour sections 44.1 to 44.3 of the rotor 10 and the associated contour sections 53.1 to 53.3 of the counter-bearing part on the one hand and the contour sections 17.1 to 17.3 and the assigned contour sections 53.1 to 53.3 on the other hand .
  • the lubricant is passed over the hydrodynamic gap of the hydrodynamic plain bearings for hydrodynamic pressure generation.
  • the lubricant enters a centrifugal space 62. In this centrifugal space 62, for example, the gap areas 57 can also open.
  • the lubricant is collected in a collecting area 63 of the bearing housing 60, returned to the lubricant circuit and fed back to the lubricant guide channel 61.
  • the rotor part 40 is supported in the region of a support section 14 of the rotor shaft 11 with respect to the rotor shaft 11.
  • the assignment here is such that the support section 14 and at least one of the contour sections 53.1 to 53.3 of the counter-bearing part 50 overlap at least in regions in the direction of the axis of rotation R.
  • the overlap is preferably in the area of the contour sections 17.3 or 44.3.
  • FIGS. 4 and 5 show an alternative embodiment of a counter bearing part 50.
  • this counter-bearing part 50 has the same shape as that Counter-bearing part 50 described above. Therefore, the same components are provided with the same reference numerals. In this respect, reference is also made to the above statements. To avoid repetitions, the differences are discussed below.
  • the counter-bearing part 50 again has two lugs 53.
  • the lugs 53 are configured with a counter surface, which face the rotor bearing surfaces of a rotor 10.
  • the counter surface is composed of contour sections 53.1, 53.2, 53.3.
  • the counter surface forms a cylindrical basic contour with the contour section 53.3.
  • the circumference of this cylindrical basic contour is provided with three lubricating wedges which can be stamped into the cylindrical basic contour, accordingly three lubricating wedges rise in the contour section 53.3.
  • These grease wedges continuously taper the hydrodynamic gap towards the center of the bearing up to the locking surface.
  • Oil delivery grooves 54 are introduced into the counter bearing part 50 between the individual lubricating wedges.
  • the oil production grooves 54 preferably extend over the entire axial length of the contour section 53.3.
  • the oil production grooves 54 have a feed section 54.1 which opens into a transition region 55.
  • the transition region 55 transfers the central section of the counter-bearing part into the contour section 53.3.
  • the oil production grooves 54 also extend from the contour section 53.3 to the contour section 53.2 and the contour section 53.1. Following the contour section 53.1, the oil production grooves 54 open on the environmental side.
  • the oil production groove 54 can also end on the contour section 53.1, particularly preferably centrally on this contour section 53.1.
  • the oil flow can be regulated and / or limited, with adequate oil lubrication of the axial bearing part being ensured here.
  • the contour section 53.2 forms a transition section between the two contour sections 53.1 and 53.3.
  • the contour section 53.2 forms a circumferential kink in the transition section, this circumferential kink being interrupted in the region of the oil production grooves 54.
  • Contour section 53.1 adjoins contour section 53.2.
  • this contour section 53.1 is designed as a cone holder.
  • the lubricating wedges of the contour section 53.3 continue through the transition section in the contour section 53.1. Accordingly, the lubrication wedges rise from the basic shape designed as a cone receptacle and continuously taper the hydrodynamic gap.
  • the contour sections 53.3 and 53.1 form a first and a second storage area in the sectional view.
  • the two bearing areas form a linear section.
  • the linear section of the first bearing area (contour section 53.3) is preferably parallel to the axis of rotation R.
  • the linear section of the second bearing area (contour section 53.1) is at an angle to the axis of rotation R.
  • the linear section of the second bearing area closes an angle a in the range of preferably with the axis of rotation R. > 45 ° to ⁇ 75 °, preferably> 50 ° to ⁇ 60 ° and in the present embodiment equal to 55 °.
  • the counter surfaces of the counter bearing part 50 are preferably identical with regard to the contour sections 53.1, 53.3, 53.3 and can be provided on the opposite ends of the counter bearing part 50.
  • FIG. 6 shows an alternative embodiment of a counter bearing part 50 to FIGS. 4 and 5.
  • the design of this counter-bearing part 50 according to FIG. 6 essentially corresponds to the design of the counter-bearing part 50 according to FIGS. 4 and 5. The differences are therefore discussed below and reference is made to the above statements.
  • the counter bearing part again has two projections 53, which each form a counter surface of the hydrodynamic plain bearing.
  • the counter surfaces again have contour sections 53.1 to 53.3.
  • the contour section 53.3 is constructed identically to the contour section 53.1 according to FIG. 5.
  • the contour section 53.2 forms a transition section between the contour section 53.3 and a conical contour section 53.1.
  • the contour section 53.1 is constructed essentially identically to the contour section 53.1 according to FIGS. 4 and 5. However, it has a shorter extension in the direction of the axis of rotation R.
  • the opening angle a of the contour section 53.1 again corresponds to the opening angle a of the contour section 53.1 according to FIGS. 4 and 5.
  • the contour section 53.2 forming the transition section is formed by a linear transition section 53.2.1 in a sectional view through the axis of rotation R.
  • the linear transition section 53.2.1 extends at an angle ⁇ to the axis of rotation R.
  • the linear transition section 53.2.1 can connect to the contour section 53.1 and 53.3 via circumferential bends, the circumferential kinks being interrupted in the region of the oil production grooves 54 are.
  • linear transition section 53.2.1 connects to the contour sections 53.1, 53.3 by rounding.
  • the counter surface is designed as an at least once continuously differentiable bearing contour.
  • FIG. 7 shows an alternative embodiment of a counter bearing part 50 to FIGS. 4 to 6.
  • the design of this counter-bearing part 50 according to FIG. 7 essentially corresponds to the design of the counter-bearing part 50 according to FIGS. 4 to 6. The differences are therefore dealt with below and reference is made to the above statements.
  • the counter-bearing part again has two lugs 53, each of which forms a counter surface of the hydrodynamic plain bearing.
  • the counter surfaces again have contour sections 53.1 to 53.3.
  • the contour section 53.3 is constructed identically to the contour section 53.1 according to FIGS. 4 to 6.
  • the contour section 53.2 forms a transition section between the contour section 53.3 and a conical contour section 53.1.
  • the contour section 53.1 is constructed essentially identically to the contour section 53.1 according to FIGS. 4 and 5. However, it has a shorter extension in the direction of the axis of rotation R.
  • the opening angle a of the contour section 53.1 again corresponds to the opening angle a of the contour section 53.1 according to FIGS. 4 and 5.
  • the contour section 53.2 forming the transition section is formed in a sectional view through the axis of rotation R by two linear transition sections 53.2.1 and 53.2.2.
  • the linear transition section 53.2.1 extends at an angle ⁇ to the axis of rotation R.
  • the linear transition section 53.2.2 is at an angle y to the axis of rotation R. The assignment is made such that the angle ⁇ is smaller than the angle y.
  • the linear transition section 53.2.1 can connect to the contour section 53.1 via a circumferential kink, the circumferential kink being interrupted in the region of the oil production grooves 54.
  • the linear transition section 53.2.2 can connect to the contour section 53.3 via a circumferential bend, the circumferential kink being interrupted in the region of the oil production grooves 54.
  • the linear transition sections 53.2.1 and 53.2.2 merge into one another via a running kink, the circumferential kink being interrupted in the region of the oil production groove grooves 54.
  • the linear transition sections 53.2.1, 53.2.2 connect to the contour sections 53.1, 53.3 instead of at least one of the kinks by rounding. All kinks are preferably designed as roundings.
  • the counter surface is designed as an at least once continuously differentiable bearing contour.
  • contour sections 17.1 to 17.3 and 44.1 to 44.3 are complementary to the contour sections 53.1 to 53.3.
  • the contour sections 17.1 to 17.3 are identical to the contour sections 44.1 to 44.3. Reference is therefore made below to FIG. 8.
  • the bearing section 17 is detailed in this drawing. In the following explanations, the same statements apply to the bearing section 44.
  • the bearing section 17 according to FIG. 8 serves for receiving in the counter-bearing part 50 according to FIGS. 4 and 5.
  • the bearing section 17 has the three contour sections 17.1, 17.2 and 17.3.
  • the contour section 17.3 has a sectional view through the axis of rotation R of a linear section which runs parallel to the axis of rotation R.
  • the bearing section 17.1 has a linear section in a sectional view through the axis of rotation R, which is set at an angle to the axis of rotation R, this angle corresponding to the angle of incidence a of the contour section 53.1.
  • the two contour sections 17.1 and 17.3 are transferred into one another via the transition section 17.2 designed as a circumferential bend. This is illustrated more clearly in the enlarged representation according to FIG. 9.
  • FIG. 10 shows an enlarged representation of the rotor shaft 11, which is suitable for the counter-bearing part 50 according to FIG. 6.
  • the contour section 17.3 has a sectional view through the axis of rotation R of a linear section which runs parallel to the axis of rotation R.
  • the bearing section 17.1 has a linear section in a sectional view through the axis of rotation R, which is set at an angle to the axis of rotation R, this angle corresponding to the angle of incidence a of the contour section 53.1. It is also conceivable that deviating angles or a crowning in the form of a very large radius are provided in order to avoid a flat seating of the bearing contours in the region of the contour section 17.1.
  • the two contour sections 17.1 and 17.3 are in one another via the transition section 17.2 transferred.
  • the transition section 17.2 is designed in a sectional view through the axis of rotation as a linear transition section, it connects the two contour sections 17.1, 17.3.
  • the linear transition section can connect to the contour sections 17.1, 17.3 via circumferential kinks or roundings
  • FIG. 11 shows an enlarged representation of the rotor shaft 11, which is suitable for the counter-bearing part 50 according to FIG. 7.
  • the contour section 17.3 has a sectional view through the axis of rotation R of a linear section which runs parallel to the axis of rotation R.
  • the bearing section 17.1 has a linear section in a sectional view through the axis of rotation R, which is set at an angle to the axis of rotation R, this angle corresponding to the angle of incidence a of the contour section 53.1. It is also conceivable that deviating angles are provided in order to prevent the bearing contours from sitting on in the region of the contour section 17.1.
  • the two contour sections 17.1 and 17.3 are merged into one another via the transition section 17.2.
  • the transition section 17.2 has a sectional view through the axis of rotation of two linear transition sections 17.2.1, 17.2.2.
  • the linear transition section 17.2.1 connects the contour section 17.1 to the linear transition section 17.2.2.
  • the linear transition section 17.2.2 connects the contour section 17.3 to the linear transition section 17.2.1.
  • the two linear transition sections 17.2.1 17.2.2 are interconnected.
  • Joints between the contour sections 17.1 and 17.3 and the linear transition sections 17.1.1, 17.2.2 can be designed as circumferential kinks or as roundings.
  • the connection between the linear transition sections 17.2.1, 17.2.2 can be a circumferential kink or a rounding.
  • the lubricating wedges and the oil-conveying grooves 54 can be implemented on the counter-bearing part 50.
  • the lubricating wedges and the oil delivery grooves 54 are also used on the rotor 11.
  • one of these two structures is realized on the rotor 11 and the other structure on the counter-bearing part 50.
  • the oil production grooves on the counter bearing part 50 and the Lubrication wedges on the rotor 11 or vice versa, the oil production grooves 54 on the rotor 11 and the lubrication wedges on the counter-bearing part 50 are examples of these two structures.

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Abstract

Die Erfindung betrifft einen Abgasturbolader mit einem hydrodynamischen Gleitlager oder hydrodynamisches Gleitlager, mit einem Rotor (10) und einem dem Rotor (10) zugeordneten Gegen-Lagerteil (50), wobei sich eine Rotor-Lagerfläche des Rotors (10) und eine Gegenfläche des Gegen-Lagerteils (50) gegenüberstehen, um das hydrodynamische Gleitlager in Form eines kombinierten Radial-Axiallager, mit einem zwischen der Rotor-Lagerfläche und der Gegenfläche gebildeten durchgehendem hydrodynamisch tragfähigem Spalt zu bilden, wobei die Rotor-Lagerfläche und/oder die Gegenfläche bei einem Schnitt längs und durch die Rotationsachse (R) in Schnittansicht eine Lagerkontur bildet/bilden, die ineinander übergehende Konturabschnitte (17.1 bis 17.3; 44.1 bis 44.3; 53.1 bis 53.3) bilden, um hydrodynamische Tragfähigkeiten sowohl in radialer als auch in axialer Richtung zu erzeugen, wobei ein Konturabschnitt (17.3; 44.3; 53.3) in der Schnittansicht in einem ersten Lagerbereich einen Linearabschnitt bildet der Teil eines, zumindest bereichsweise um die Rotationsachse (R) umlaufenden, insbesondere zylindrischen oder teilzylindrischen Lagerabschnitts ist, wobei ein weiterer Konturabschnitt (17.1; 44.1; 53.1) in der Schnittansicht in einem zweiten Lagerbereich einen weiteren Linearabschnitt bildet, der Teil eines zumindest bereichsweise um die Rotationsachse (R) umlaufenden weiteren Lagerabschnitts ist, wobei dieser weitere Linearabschnitt im Winkel zu der Rotationsachse (R) steht, und wobei der erste und der zweite Lagerbereich über einen Übergangsabschnitt ineinander übergeleitet sind. Gemäß der Erfindung soll ein reibleistungs-optimiertes Lagersystem geschaffen werden, das einfach zu fertigen ist, und auch unter stark dynamischen Lasten eine verlässliche und wirkungsvolle Lagerung sicher stellt dies wird nach der Erfindung dadurch erreicht, dass der weitere Linearabschnitt mit der Rotationsachse (R) einen Winkel im Bereich zwischen >30° bis< 90° einschließt.

Description

Abgasturbolader mit einem hydrodynamischen Gleitlager oder hydrodynamisches Gleitlager
Die Erfindung betrifft einen Abgasturbolader mit einem hydrodynamischen Gleitlager beziehungsweise ein hydrodynamisches Gleitlager, mit einem Rotor und einem dem Rotor zugeordneten Gegen-Lagerteil, wobei sich eine Rotor-Lagerfläche des Rotors und eine Gegenfläche des Gegen-Lagerteils gegenüberstehen, um das hydrodynamische Gleitlager in Form eines kombinierten Radial-Axiallagers, mit einem zwischen der Rotor-Lagerfläche und der Gegenfläche gebildeten durchgehendem hydrodynamisch tragfähigem Spalt zu bilden, wobei die Rotor- Lagerfläche und/oder die Gegenfläche bei einem Schnitt längs und durch die Rotationsachse in Schnittansicht eine Lagerkontur bildet/bilden, die ineinander übergehende Konturabschnitte aufweisen, um hydrodynamische Tragfähigkeiten sowohl in radialer als auch in axialer Richtung zu erzeugen, wobei ein Konturabschnitt in der Schnittansicht in einem ersten Lagerbereich einen Linearabschnitt bildet der Teil eines, zumindest bereichsweise um die Rotationsachse umlaufenden, insbesondere zylindrischen oder teilzylindrischen Lagerabschnitts ist, wobei ein weiterer Konturabschnitt in der Schnittansicht in einem zweiten Lagerbereich einen weiteren Linearabschnitt bildet, der Teil eines zumindest bereichsweise um die Rotationsachse umlaufenden weiteren Lagerabschnitts ist, wobei dieser weitere Linearabschnitt in einem Winkel zu der Rotationsachse steht, und wobei der erste und der zweite Lagerbereich über einen Übergangsabschnitt ineinander übergeleitet sind.
Rotierende Maschinenelemente, wie z.B. Wellen, Laufrollen, Zahn- oder Pumpenräder benötigen eine Führung in radialer und axialer Richtung um Kräfte und Drehmomente übertragen zu können. Diese Aufgabe kann von hydrodynamisch wirkenden Gleitlagern übernommen werden. Die Funktion dieses Lagertyps basiert auf dem physikalischen Prinzip der hydrodynamischen Druckerzeugung. Zwischen dem Rotor und dem Stator (Gegen-Lagerteil) ist bei hydrodynamischen Gleitlagern ein geeigneter Schmierstoff gehalten. Bei einer Drehbewegung des Rotors relativ zum Stator entstehen im Schmierstoff Scherkräfte, die diesen dann mit einer bestimmten Geschwindigkeit durch das Lager transportieren. Bei einem konvergierenden Lagerspalt ergibt sich hieraus ein hydrodynamischer Druckanstieg. Bei divergierendem Spaltverlauf - im Anschluss an den konvergierenden Lagerspalt, entsteht ein Druckabfall. Ist die Relativgeschwindigkeit zwischen Rotor und Stator ausreichend hoch, baut sich durch den hydrodynamischen Druck eine ausreichend dicke Schmierstoffschicht auf, welche die beiden Gleitpartner voneinander trennt. Die Reibung findet in diesem Betriebszustand in der Schmierstoffschicht statt (Flüssigkeitsreibung). Die so erzeugten hydrodynamischen Drücke halten in Verbindung mit der eingesetzten Fläche den äußeren Kräften das Gleichgewicht und beschreiben die Tragfähigkeit des Gleitlagers. Zur Erzeugung des hydrodynamischen Drucks wird keine zusätzliche Energie in Form von Druckarbeit bzw. ein Schmierstoffvolumen, welches mit einem bestimmten Druck über Nuten oder Taschen zugeführt wird, benötigt. Die Tragfähigkeit ergibt sich aus den Betriebsgrößen. Die Grundlagen zur nummerischen Berechnung des hydrodynamischen Drucks sind in der DIN 31652 Teil 1 (DIN Taschenbuch 198; Gleitlager 2; Beuth Verlag GmbH; Berlin, Köln 1991 ) dargestellt.
Zum Stand der Technik gehören zwei grundsätzliche Lagertypen:
1. Hydrodynamische Radialgleitlager
Hydrodynamische Radialgleitlager werden häufig in Form von zylindrischen
Buchsen als segmentierte Variante oder als Kippsegmentlager ausgeführt. Siehe hierzu (DIN 31652 Teil 2 und VDI-Richtlinien 2204). Die hydrodynamisch wirksamen Elemente (z.B. Segmente) des Gleitlagers sind zylindrisch und damit parallel zur Rotationsachse angeordnet. Der konvergierende Spaltverlauf ergibt sich aus der exzentrischen Lage vom Rotor zum Stator.
2. Hydrodynamische Axialgleitlager
Hydrodynamische Axialgleitlager werden in Form einer Anlaufscheibe mit diversen Nuten bzw. Oberflächenmodifikationen in Form von Staurändern, Keilflächen oder Spiralrillen ausgebildet. Sie können auch als so genanntes Kippsegment-Lager gestaltet sein (siehe hierzu DIN 31653 Teil 1 bis 3; DIN 31654 Teil 1 bis 3). Die Anordnung des Axialgleitlagers erfolgt dabei orthogonal zur Rotationsachse, mit einer in der Regel rotierenden Spurscheibe als Gegenlaufpartner. Der für die hydrodynamische Druckerzeugung benötigte konvergierende Spaltverlauf ergibt sich aus der Gestaltung der Oberflächenstrukturen (Taschen, Rampen, etc.), durch die Neigung der kippbeweglichen Segmente oder einem Winkelversatz zwischen Lager zur Spurscheibe.
Wenn bei einer technischen Lösung sowohl radiale als auch axiale Lasten entstehen, so müssen beide vorgenannten Lagertypen zum Einsatz kommen. Die Axiallasten werden dann über ein Axialgleitlager und die Radiallasten über das Radialgleitlager abgetragen. Die beiden Lagertypen sind dann jeweils getrennt voneinander zu berechnen und auszulegen, wodurch sowohl bei der Konstruktion als auch bei der Produktion entsprechend hohe Kosten entstehen.
Aus der DE 10 2008 059 598 A1 ist ein Abgasturbolader bekannt. Dieser weist eine Welle auf, die an ihren Enden ein Turbinenrad bzw. ein Verdichterrad trägt. Die Welle ist mittels zweier hydrodynamischer Gleitlager in einem Gehäuse gelagert. Diese sind in Form von Kegellagern ausgeführt.
Ein weiterer Abgasturbolader ist in der WO 2014/105377 A1 und der EP 1 972 759 B1 beschrieben. Hochdrehende Läufer, die in Lagern, wie in der EP 1 972 759 B1 offenbart gelagert sind, sind in der Regel durch eine relativ geringe Tragfähigkeit, insbesondere in radialer Richtung gekennzeichnet. Durch die Art und Weise wie der hydrodynamische Tragfilm in solchen Lagern erzeugt wird, sind relativ steife Dämpfungseigenschaften der Lagerung erforderlich, die wiederum eine relativ lange Bauweise des Radiallagers bedingen, um die aus den radialen Beschleunigungen resultierenden radialen Lasten abtragen zu können.
In der DE 20 2016 105 071 U1 ist ein Abgasturbolader beschrieben, der in einem Lagergehäuse einen Rotor trägt. Der Rotor weist dabei eine Rotorwelle auf, die innerhalb eines Gegen-Lagers drehbar gehalten ist. Zwischen dem Rotor und dem Gegen-Lager sind an gegenüberliegenden Seiten des Gegen-Lagers hydrodynamische Gleitlager vorgesehen. Zu diesem Zweck bilden der Rotor als auch das Gegen-Lager Lagerkonturen. Die Lagerkonturen sind dabei aus Konturabschnitten zusammengesetzt. Bei einem Schnitt längs und durch die Rotationsachse bilden die Lagerkonturen in Schnittansicht durchgehende Geometrien. Die durchgehenden Lagerkonturen sind dabei geometrisch so ausgebildet, dass sie in Schnittansicht und längs der Rotationsachse stetig differenzierbar sind. Auf diese Weise ergeben sich hochleistungsfähige hydrodynamische Gleitlager, die dazu geeignet sind sowohl axiale als auch radiale Lasten auf kleinstem Raum abzutragen. Hierdurch entstehen dann, aufgrund der kompakten Bauweise, allerdings hohe spezifische Lagerkräfte, die zuverlässig abgetragen werden müssen.
US 5,518,319 A offenbart ein Gleitlager mit kreisförmigen Flächen, deren Durchmesser in Umfangsrichtung variiert, um ballige, toroide oder kombinierte zylindrisch-kegelförmige Lagerflächen zu erzeugen.
DE 850 093 C offenbart ein kombiniertes Radial- / Axiallager mit einem zylindrischen und einem konusförmigen Lagerbereich. Zwischen diesen Bereichen ist eine umlaufende Schmiernut angeordnet, die die Lagerbereiche voneinander trennt. Der Kegelwinkel des konusförmigen Lagerbereichs und das Verhältnis des zylindrischen zu dem konischen Lagerbereich sind, entsprechend der auftretenden Radial- und Axial kräfte, aufeinander abgestimmt. Bei der DE 850 093 C wird davon ausgegangen, dass die abzutragenden Lagerkräfte in radialer und axialer Richtung statisch sind, und somit der konische Teil des kombinierten Lagers einen Teil der radialen Lagerkraft aufnehmen kann, so dass der zylindrische Teil entsprechend kürzer geschaltet werden kann, was zu einer Reduktion der Gesamtreibleistung führt. Gerade die statische Beanspruchung ist insbesondere bei Abgasturboladern in Kraftfahrzeugen nicht gegeben.
Kombinierte Radial- / Axiallager mit konischen Lagerbereichen sind z.B. aus der DE10 2014 014 962 A1 oder der DE10 2015 009 167 A1 bekannt. Im Lagerbereich sind Rillenstrukturen zur Erzeugung einer Pumpwirkung vorgesehen. Mit diesen Rillenstrukturen kann das verwendete Schmiermittel im Lagerbereich gehalten werden. Diese bekannten Lager weisen Konstruktionsbedingt eine relativ hohe Reibung auf, da eine Tragfähigkeit vor allem durch die Pumpwirkung der Rillenstrukturen erzielt wird. Zudem ist bei solchen Lagern in der Regel eine der „konischen“ Konturen von entweder Rotor oder Stator mit einem sehr großen Radius in Schnittansicht durch die Achse versehen, um ein Festfressen des Rotors zu vermeiden, was zwangsläufig zu einer Variation der Filmdicke des Tragfilms, und damit der hydrodynamischen Wirksamkeit des Lagers führt.
Aufgabe der Erfindung ist es, ein reibleistungs-optimiertes Lagersystem zu schaffen, das einfach zu fertigen ist, und auch unter stark dynamischen Lasten eine verlässliche und wirkungsvolle Lagerung sicher stellt.
Diese Aufgabe wird mit den Merkmalen des Anspruchs 1 gelöst.
Erfindungsgemäß wird ein kombiniertes Radial-/Axiallager vorgeschlagen, bei dem der hydrodynamisch tragfähige Spalt sowohl über den ersten und den zweiten Lagerbereich als auch über den Übergangsabschnitt hinweggeführt wird. Dadurch wird eine hydrodynamische Tragfähigkeit über die gesamte Lagerkontur hinweg erzeugt. Auf diese Weise lassen sich auf kleinstem Bauraum hohe axiale und radiale Lagerkräfte übertragen. Erfindungsgemäß ist es nun zudem vorgesehen, dass der weitere Linearabschnitt des zweiten Lagerbereichs mit der Rotationsachse einen Winkel im Bereich zwischen >30° bis < 90° einschließt. Hierbei ergibt sich überraschenderweise eine Reduzierung der Reibleistung im Lager. Damit kann auf einfache Weise der Gesamt-Wirkungsgrad des Lagers erhöht und die Leistungsfähigkeit des Lagers weiter gesteigert werden.
Besonders bevorzugt kann es dabei vorgesehen sein, dass der weitere Linearabschnitt des zweiten Lagerbereichs mit der Rotationsachse einen Winkel im Bereich zwischen >45° bis <75° einschließt. Hierdurch können leistungsfähige hydrodynamische Gleitlager für hochbelastete Abgasturbolader, wie sie beispielsweise in Lastkraftwagen zum Einsatz kommen, gestaltet werden. Besonders bevorzugt ist der Bereich zwischen >50° bis <60° gewählt, wenn hochdrehende hydrodynamische Gleitlager mit starker Wechselbeanspruchung, wie sie beispielsweise bei Personenkraftwagen auftreten, benötigt werden. Es hat sich hierbei insbesondere gezeigt, dass eine minimierte Reibleistung sich dann ergibt, wenn der Winkel 55° beträgt.
Gemäß einer bevorzugten Ausgestaltung kann es vorgesehen sein, dass die Rotor- Lagerfläche und/oder die Gegenfläche wenigstens eine Keilfläche aufweist, zur wenigstens bereichsweisen kontinuierlichen Verjüngung des Schmierstoffspalts, und dass sich die wenigstens eine Keilfläche sowohl über den ersten als auch den zweiten Lagerbereich zumindest bereichsweise erstreckt und auch über den die Lagerbereiche vermittelnden Übergangsabschnitt geführt ist. Auch diese Maßnahme führt zunächst zu einer weiteren Verbesserung der Leistungsfähigkeit des hydrodynamischen Gleitlagers. Insbesondere werden über die Keilflächen mehrere Druckzonen geschaffen, die den Rotor in einer stabilisierten Lage halten. Hierdurch kann die Laufruhe des hydrodynamischen Gleitlagers positiv beeinflusst werden. Dies erweist sich insbesondere bei hoch drehenden und niedrig belasteten Rotoren die anfällig gegen eigenerregte Frequenzen und damit verbundenen Instabilitäten sind, als vorteilhaft. Dadurch, dass die Keilflächen über den Übergangsabschnitt geführt sind, wird zudem eine verbesserte Dämpfung des hydrodynamischen Gleitlagers erreicht. Insbesondere lässt sich damit einen breiterer Frequenzbereich dämpfen. Dies erweist sich insbesondere bei hoch wechselbelasteten hydrodynamischen Gleitlagern, wie sie beispielsweise bei Abgasturboladern zum Einsatz kommen, als vorteilhaft. Hier erfolgt permanent, abhängig von der axialen und radialen Auslenkung des Rotors, eine Variation des Spiels im hydrodynamischen Spalt. Die Erfinder haben erkannt, dass diesem Phänomen dadurch Rechnung getragen werden kann, dass die Keilflächen über den Übergangsbereich geführt sind. Diese Maßnahme führt mithin auch zu einer deutlich verbesserten Laufruhe.
Zur weiteren Verbesserung der Tragfähigkeit kann es dabei auch vorgesehen sein, dass die Keilfläche oder die Keilflächen in Drehrichtung des Gleitlagers mittelbar oder unmittelbar in eine Rastfläche übergeht/übergehen, die in Umfangsrichtung und vorzugsweise in Umfangsrichtung bogenförmig verläuft. Dadurch dass nun auch im Übergangsbereich Rastflächen vorgesehen sind, lässt sich auch dieser Bereich dazu heranziehen die integrale Tragfähigkeit insgesamt zu steigern. Auch hat sich gezeigt, dass dadurch der oben beschriebene Effekt der verbesserten Laufruhe unterstützt wird.
Gemäß einer denkbaren Erfindungsvariante kann es vorgesehen sein, dass die Rotor-Lagerfläche und die Gegenfläche im Bereich des den ersten und den zweiten Lagerbereich vermittelnden Übergangsabschnitts so gestaltet sind, dass diese bei maximaler Auslenkung des Rotors so aneinander liegen, dass ein Linienkontakt entsteht, vorzugsweise identisch ausgebildet sind. In diesem Fall wird eine Variation der Dicke des hydrodynamischen Spalts beim Übergang vom ersten Lagerbereich in den zweiten Lagerbereich im Bereich des Übergangsabschnitts minimiert, sodass eine Maximierung der hydrodynamischen Tragfähigkeit erreicht werden kann. Bei einer Ausgestaltung eines hydrodynamischen Gleitlagers mit Rastflächen im Übergangsbereich können dabei beispielsweise die Rastflächen im Übergangsbereich so gestaltet werden, dass sie in Ruhestellung des Gleitlagers einen Linienkontakt in Richtung der Rotationsachse bilden.
Eine mögliche Erfindungsausgestaltung kann derart sein, dass der Übergangsabschnitt wenigstens zwei Linear-Übergangsabschnitte aufweist oder bildet. Ein solcher Übergangsabschnitt lässt sich einfach fertigen, beispielsweise durch spanende Bearbeitung. Wenn es dabei zudem vorgesehen ist, dass der näher dem ersten Lagerbereich zugewandte erste Linear-Übergangsabschnitt mit der Rotationsachse einen kleineren Winkel einschließt als der dem zweiten Lagerbereich zugewandte zweite Linear-Übergangsbereich, dann ergibt sich ein verbesserter Schmiermittelfluss im Übergangsabschnitt. Zu diesem Zweck kann es auch oder zusätzlich vorgesehen sein, dass zwei Bogen-Übergangsabschnitte mit unterschiedlicher Krümmungskontur verwendet sind.
Ein erfindungsgemäßes hydrodynamisches Gleitlager kann dergestalt sein, dass sich an den Linear-Übergangsabschnitt beidseitig jeweils ein Bogen-Übergangsabschnitt anschließt, und dass vorzugsweise der eine Bogen-Übergangsabschnitt mittelbar oder unmittelbar in die Rotor-Lagerfläche des Rotors oder die Gegenfläche des Gegen-Lagerteils übergeht. Hierdurch ergibt sich ein stetiger Übergang des Linear- Übergangsabschnitts in die, in Richtung der Rotationsachse anschließenden Bereiche. Hierdurch ergibt sich ein vergleichmäßigter Druckaufbau im Übergangsabschnitt, was die Leistungsfähigkeit des hydrodynamischen Gleitlagers positiv beeinflusst.
Besonders bevorzugt ist es denkbar, dass die Rotor-Lagerfläche und/oder die Gegenfläche bei einem Schnitt längs und durch die Rotationsachse in Schnittansicht eine durchgehende und wenigstens einmal stetig differenzierbare Lagerkontur bildet/bilden, um über die gesamte Lagerkontur hinweg hydrodynamische Tragfähigkeit zu erzeugen. Mit dieser Maßnahme wird über den Übergangsabschnitt und die angrenzenden Abschnitte des ersten und zweiten Lagerbereichs hinweg durchgehend hydrodynamische Tragfähigkeit erzeugt. Bei vergleichbar gleicher Tragfähigkeit des Lagers kann die geometrische Abmessung des hydrodynamischen Gleitlagers durch diese Maßnahme nochmals verringert werden.
Denkbar ist es, dass die Konturabschnitte des ersten und des zweiten Lagerbereichs mittelbar oder unmittelbar im Übergangsabschnitt über einen verrundeten Bereich ineinander übergeleitet sind, wobei vorzugsweise ein Verrundungsradius im Bereich zwischen 0,3 mm bis 1 ,5 mm vorgesehen ist, und/oder dass der Verrundungsradius im Bereich zwischen 5% bis 25% des mittleren Durchmessers des Übergangsabschnitts beträgt. Solche relativ kleinen Verrundungen schaffen eine relativ hohe Tragfähigkeit bei hoher Rotorauslenkung, und damit ein gutes Dämpfungsverhalten, für die Zwecke zur Anwendung in hochdrehenden Maschinen, beispielsweise Abgasturboladern und sind zudem verhältnismäßig einfach zu fertigen.
In einer alternativen Erfindungsvariante ist es möglich, dass sich der Übergangsabschnitt über einen in Umfangsrichtung verlaufenden Knick an den ersten und/oder den zweiten Lagerbereich anschließt. Denkbar ist es auch, dass innerhalb des Übergangsabschnitts zwei Linear-Übergangsabschnitte oder zwei Bogen-Übergangsabschnitte oder ein Linear-Übergangsabschnitt und ein Bogen- Übergangsabschnitt über einen in Umfangsrichtung verlaufenden Knick aneinander geschlossen sind. Solche Geometrien sind einfach zu fertigen und dienen ebenfalls einer Verstetigung des Übergangs zwischen den beiden Lagerbereichen, zum Zwecke einer effektiven Lagerkraft-Erzeugung im Übergangsbereich.
Für eine effektive Versorgung sowohl der beiden Lagerbereiche als auch des Übergangsabschnitts mit Schmiermittel kann es vorgesehen sein, dass in die Rotor- Lagerfläche und/oder die Gegenfläche wenigstens eine Ölfördernut eingebracht ist, die sich zumindest bereichsweise in Richtung der Rotationsachse erstreckt oder diese spiralförmig um die Rotationsachse, insbesondere mit einem Steigungswinkel von ±20° umläuft und/oder die mit dieser Rotationsachse zumindest bereichsweise einen Winkel im Bereich ±20° einschließt, und dass sich die Ölfördernut zumindest bereichsweise über den ersten und/oder den zweiten Lagerbereich und den Übergangsabschnitt hinweg erstreckt. Bei dieser leicht winkligen Anstellung der Ölfördernut wird die Pumpwirkung durch die Drehbewegung des Rotors entweder unterstützt oder reduziert. Größere Anstellungen der Ölfördernut führen zu einer weniger größeren Pumpwirkung, und damit verbesserte Ölversorgung der Lagerbereiche bzw. des Übergangsabschnitts, allerdings zu Lasten des Gesamtwirkungsgrades. Eine größere Anstellung der Ölfördernut in die entgegengesetzte Richtung führt zu einer Reduktion der Pumpwirkung, was zu höheren Öltemperaturen im Schmierspalt und damit zu reduzierter Tragfähigkeit führen kann.
Die Ölfördernuten erstrecken sich vorzugsweise über die gesamte axiale Länge des Konturabschnitts des ersten Lagerbereichs. Dementsprechend weisen die Ölfördernuten einen Zuführungsabschnitt auf, der in einem Übergangsbereich mündet. Der Übergangsbereich leitet das Schmiermittel in diesen Konturabschnitt ein. Die Ölfördernuten erstrecken sich von diesem Konturabschnitt auch über die anschließenden Konturabschnitte des Übergangsabschnitts und des zweiten Lagerbereichs. Im Anschluss an den Konturabschnitt des zweiten Lagerbereichs münden die Ölfördernuten umgebungsseitig.
Alternativ kann es auch vorgesehen sein, dass die Ölfördernut auch auf dem Konturabschnitt des zweiten Lagerbereichs, besonders bevorzugt mittig auf diesem Konturabschnitt, enden kann. Hierdurch kann insbesondere der Öldurchfluss reguliert und/oder begrenzt werden, wobei hier eine ausreichende Ölschmierung des Axiallagerteils gewährleistet werden kann.
Zur Gestaltung einer leistungsfähigen Lageranordnung, bei dem das hydrodynamische Gleitlager mit geringem Teileaufwand einfach zu montieren ist, kann es erfindungsgemäß vorgesehen sein, dass die Lagerfläche des Rotors von einem mit einer Rotorwelle verbundenen Rotorteil gebildet ist, welches auf der Rotorwelle gehalten ist, dass das Rotorteil im Bereich eines Stützabschnitts der Rotorwelle gegenüber der Rotorwelle abgestützt ist, und dass sich der Stützabschnitt und zumindest einer der Konturabschnitte des Gegen-Lagerteils in Richtung der Rotationsachse zumindest bereichsweise überdecken.
Während des Betriebseinsatzes werden im Bereich des hydrodynamischen Gleitlagers, wie dies bereits oben bei der Diskussion des Standes der Technik erwähnt wurde, hohe Lagerkräfte erzeugt. Die Erfinder haben nun erkannt, dass eine zuverlässige Lastabtragung dieser, insbesondere hohen Radiallasten von dem hydrodynamischen Gleitlager in die Rotorwelle erforderlich ist, um eine zuverlässige Betriebsweise zu garantieren. Zu diesem Zweck wird also vorgeschlagen, dass sich der Stützabschnitt, mit dem sich das Rotorteil gegenüber der Rotorwelle abstützt, in Richtung der Rotationsachse mit zumindest einem der Konturabschnitte des Gegen- Lagerteils, vorzugsweise mit dem Lagerbereich, in dem die Radiallasten größtenteils abgestützt werden, überdeckt ist. Auf diese Weise wird eine unmittelbare Kraftableitung in radialer Richtung und auf direktem Weg von diesem Konturabschnitt über den Stützabschnitt in die Rotorwelle erreicht. Das Rotorteil bleibt dabei einfach montierbar, denn es kann beispielweise auf die Rotorwelle aufgeschoben werden, wobei dann der Stützabschnitt dem entsprechenden Lagerbereich des Rotorteils zugeordnet wird. Im montierten Zustand ist das Rotorteil dabei insbesondere kippstabil gehalten, was dazu führt, dass der Schmierstoffspalt im hydrodynamischen Gleitlager während des Betriebseinsatzes auch bei wechselnden Belastungen zuverlässig aufrechterhalten bleibt.
Gemäß einer bevorzugten Erfindungsvariante kann es vorgesehen sein, dass das Rotorteil einen Lagerbereich aufweist, der die Konturabschnitte bildet, und dass der Lagerbereich so angeordnet ist, dass wenigstens einer dieser Konturabschnitte in Richtung der Rotationsachse den Stützabschnitt zumindest bereichsweise überdeckt. Dadurch dass das Rotorteil unmittelbar die Konturabschnitte für den Lagerbereich bildet, wird der Teileaufwand deutlich reduziert. Durch die geringe Anzahl der Bauteile des Gleitlagers, in dem sich in radialer Richtung an den Stützabschnitt anschließenden Lagerbereich, wird auch die Summe der Fertigungstoleranzen in diese Richtung minimiert, was zu einer maßhaltigen und einfach reproduzierbar fertigbaren Lager-Anordnung führt, bei der das Lagerspiel im hydrodynamischen Gleitlager präzise eingehalten werden kann.
Gemäß einer bevorzugten Ausgestaltungsvariante der Erfindung kann es vorgesehen sein, dass das radiale Spiel zwischen dem Stützabschnitt der Rotorwelle und dem am Stützabschnitt anliegenden Bereich des Rotorteils kleiner ist, als das radiale Spiel zwischen dem Rotorteil und dem Gegen-Lagerteil, bevorzugt weniger als 80%, besonders bevorzugt weniger als 60% des radialen Spiels zwischen dem Rotorteil und dem Gegen-Lagerteil entspricht.
Es hat sich gezeigt, dass ein Passsitz zwischen dem Stützabschnitt der Rotorwelle und dem Lagerbereich des Rotorteils dann zu einem betriebssicher arbeitenden Gleitlager führt, wenn vorgesehen ist, dass zwischen dem Stützabschnitt der Rotorwelle und dem am Stützabschnitt anliegenden Bereich des Rotorteils, ein Passsitz, mit einem auf den Durchmesser des Stützabschnitts bezogenen relativen radialen Lagerspiel zwischen Rotor und Stator des hydrodynamischen Gleitlagers im Bereich zwischen -6 bis +6 Promille vorgesehen ist. Ein guter Kompromiss zwischen dem Unwucht-Verhalten des Rotors und einer einfachen Montage des Rotorteils ergibt sich dann, wenn vorgesehen ist, dass ein radiales Spiel in diesem Passsitz in der ISO-Grundtoleranzklasse IT3 bis IT8 gebildet ist,
Eine Anordnung, welche gemäß einer oder mehrerer der vorstehend genannten Dimensionierungsvorgaben gestaltet ist, eignet sich insbesondere für die Zwecke zur Anwendung in einem Abgasturbolader für einen Pkw. Insbesondere entstehen bei einer solchen Anordnung nur geringe Unwuchten. Darüber hinaus ist dabei auch stets ein ausreichender Schmierspalt im hydrodynamischen Gleitlager garantiert. Selbst die dabei mögliche minimale Schmierspaltdicke ist in diesem Zusammenhang so dimensioniert, dass bei dem speziellen Lagertyp gemäß der Erfindung ein ausreichender Schmiermittelfluss möglich ist. Dieser Schmiermittelfluss ist dabei dann auch insbesondere derart, dass innerhalb des Schmierstoffspalts des hydrodynamischen Gleitlagers keine solchen Wirbelströmungen im Schmierstoff auftreten, welche zu einer störenden akustischen Beeinträchtigung führen würden. Insbesondere entstehen dann bei einem solchen hydrodynamischen Gleitlager keine selbsterregenden Wirbelströmungen im Schmierstoff.
Eine besonders bevorzugte Erfindungsvariante ist dergestalt, dass das Gegen- Lagerteil in ein Lagergehäuse oder ein Gehäuseteil eingebaut ist, dass zwischen einer Außenkontur des Gegen-Lagerteils und dem Lagergehäuse oder dem Gehäuseteil ein vorzugsweise umlaufender Spaltbereich gebildet ist, wobei der Spaltbereich mit einem Schmiermittel-Führungskanal in räumlicher Verbindung steht. Vorzugsweise kann vorgesehen sein, dass sich der Spaltbereich und der Stützabschnitt dabei in Richtung der Rotationsachse zumindest bereichsweise überdecken. In dem Spaltbereich kann ein Quetschölfilm erzeugt werden. Dies ist möglich, da der Spaltbereich an eine Schmiermittel-Versorgung, mit beispielsweise einer Druckpumpe, angeschlossen ist. Auf diese Weise wird durch Verdrängen des Schmierstoffs ein Druck und somit der tragfähige Quetschölfilm im Spaltbereich erzeugt. Die im Rahmen der Erfindung eingesetzten Lagertypen mit vorzugsweise durchgehender und besonders bevorzugt stetig differenzierbarer Lagerkontur, die verschiedene Konturabschnitte aufweisen, zeichnen sich bereits durch eine besonders ruhig laufende und geräuscharme Betriebsweise aus. Daher kann der Spaltbereich so dimensioniert werden, dass eine relativ weiche Dämpfungswirkung des Quetschölfilms entsteht. Hierdurch ergibt sich eine Lagergestaltung mit einer weichen Dämpfungscharakteristik im Bereich des Quetschölfilms. Dies führt letztendlich auch dazu, dass mit einer weicheren Dämpfung eine geringere Tragfähigkeit des hydrodynamischen Lagers erforderlich wird, was zu einer weiteren Reduzierung der Baugröße des hydrodynamischen Gleitlagers, und damit dessen Reibleistung führt.
Bei der Auslegung des Quetschölfilms mit einer weichen Dämpfungs-Charakteristik zur Reduktion der Reibleistung ist weiterhin zu beachten, dass eine weiche Dämpfungs-Charakteristik zu einer erhöhten Auslenkung des Rotors führt, was eine Vergrößerung der Konturspalte zwischen Turbinen- bzw. Verdichterrad und dem Turbinen bzw. Verdichterrad-Gehäuse bedingt.
Zu diesem Zweck und der Einstellung der Dämpfungs-Charakteristik kann es im Rahmen der Erfindung vorgesehen sein, dass zwischen dem Gegen-Lagerteil und dem Lagergehäuse oder dem Gehäuseteil im Spaltbereich ein in radialer Richtung verlaufendes, auf den äußeren Durchmesser des Spaltbereichs bezogenes relatives Spiel im Bereich zwischen 5 bis 10 Promille gebildet ist. Insbesondere für die Anwendung in Abgasturboladern für Pkws eignet sich ein relatives Spiel im Bereich zwischen 7 bis 9 Promille, bezogen auf den äußeren Durchmesser des Spaltbereichs. Hierdurch wird ein vorteilhafter Kompromiss zwischen einer möglichst geringen Auslenkung und einer möglichst weichen Dämpfungs-Charakteristik, zur Optimierung des Gesamt-Wirkungsgrads des Turboladers, bestehend aus Verdichter- und Turbinen-Wirkungsgrad und dem Wirkungsgrad der Lagerung erreicht.
Der Spaltbereich weist in der Regel die Form eines Hohlzylinders auf. Grundsätzlich ist auch denkbar, dass der Spaltbereich eine andere Geometrie, insbesondere die eines Hohlkonus, aufweist. In diesem Fall, in dem der Spaltbereich eine andere Geometrie aufweist, ist der in Bezug genommene äußere Durchmesser der mittlere Durchmesser
Gemäß einer denkbaren Erfindungsvariante kann es vorgesehen sein, dass das radiale Spiel zwischen dem Gegen-Lagerteil und dem Lagergehäuse oder dem Gehäuseteil größer ist als das radiale Spiel zwischen dem Rotorteil und dem Gegen- Lagerteil.
Gemäß einer denkbaren Erfindungsvariante ist das radiale Spiel zwischen dem Gegen-Lagerteil und dem Lagergehäuse (oder dem Gehäuseteil) und die axiale Erstreckung des Spaltbereichs definiert durch die Beziehung:
Axiale Erstreckung des Spaltbereichs in Millimeter gleich 9 minus C mal radiales Spiel zwischen dem Gegen-Lagerteil und dem Lagergehäuse in Millimeter, wobei C im Bereich zwischen 61 bis 75 liegt. Bevorzugt ist C im Bereich zwischen 66 und 70 gewählt.
Auf diese Weise kann eine relativ weiche Dämpfungscharakteristik im Quetschölfilm erreicht werden. Hierdurch können niedrige radiale Lagerkräfte verwirklicht werden. Dies ermöglicht eine Reduzierung der benötigten axialen Lagerlänge und damit einhergehend, eine Verringerung der Reibleistung, ohne signifikante Verluste beim thermodynamischen Wirkungsgrad der Turbine und des Verdichters hinnehmen zu müssen. Dies ist bei hochdrehenden Anwendungen, beispielsweise modernen Abgasturboladern oberhalb von 200.000 Umdrehungen/min von besonderer Bedeutung.
Die durch eine angepasste Dämpfung niedrigere erforderliche Tragfähigkeit des hydrodynamischen Gleitlagers kann in diesem Zusammenhang insbesondere dadurch verwirklicht werden, dass die axiale Überdeckung in Richtung der Rotationsachse zwischen dem Gegen-Lagerteil und dem Lagergehäuse oder dem Gehäuseteil im Spaltbereich zur Bildung eines Quetschölfilms derart bemessen ist, dass das Verhältnis der Erstreckung des Spaltbereiches in Richtung der Rotationsachse zu dem Radialspiel zwischen dem Gegen-Lagerteil und dem Lagergehäuse oder dem Gehäuseteil beträgt:
Axiale Erstreckung des Spaltbereiches in Richtung der Rotationsachse / Radialspiel = 40 bis 80.
Besonders bevorzugt kann dieses Verhältnis im Bereich zwischen 45 bis 70 gewählt sein.
Zur Verringerung des Teileaufwands kann es vorgesehen sein, dass das Rotorteil ein Basisteil aufweist, das mit zumindest einer Dichtungsaufnahme versehen ist, in die ein umlaufendes Dichtelement eingelegt ist.
Um eine exakte Zuordnung des Rotorteils zu dem Gegen-Lagerteil garantieren zu können, kann es gemäß einer Ausgestaltungsvariante der Erfindung vorgesehen sein, dass das Rotorteil einen Ansatz mit einer Anschlagfläche aufweist, und dass die Anschlagfläche an einer radial verlaufenden Fläche eines Bunds der Rotorwelle flächig anschlägt.
Die vorgeschriebene flächige Anlage ermöglicht es auch eine axiale Spannkraft in das Rotorteil einzubringen, sodass es zwischen einem Verdichterrad und dem Bund vorzugsweise unter Einwirkung einer Schraubverbindung, verspannt, axial gesichert und in Umfangsrichtung unverdrehbar gehalten ist. Durch diese Maßnahme ergibt sich eine einfache Montage mit geringem Teileaufwand.
Wie dies bereits vorstehend angedeutet wurde, eignen sich die oben diskutierten einzelnen Maßnahmen insbesondere in Verbindung mit einem speziellen vorteilhaften Lagertyp nach der Erfindung, wobei die durchgehende und aus den zwei oder mehreren Konturabschnitten bestehende Lagerkontur der Rotor- Lagerfläche und/oder der Gegenfläche bei einem Schnitt längs und durch die Rotationsachse in Schnittansicht stetig differenzierbar ausgebildet ist. Bei diesem Lagertyp lassen sich hydrodynamische Tragfähigkeiten über die Konturabschnitte und vorzugsweise die gesamte Lagerkontur sowohl in axialer als auch in radialer Richtung erzeugen.
Die hydrodynamischen Gleitlager können, wie bereits oben erwähnt als Mehrflächengleitlager mit zwei oder mehreren Schmierkeilen ausgestattet sein.
Mit der durchgehenden und im Querschnitt variierenden Lagerkontur, insbesondere im Bereich des konvergierenden Spalts des hydrodynamischen Gleitlagers, können Druckbereiche erzeugt werden, die sowohl axiale als auch radiale Lasten abtragen. Dadurch entstehen im hydrodynamischen Gleitlager 3-dimensionale hydrodynamische Tragfähigkeiten. Die Erfindung nutzt den physikalischen Effekt, wonach der lokal erzeugte hydrodynamische Druck normal auf eine Fläche wirkt. Daraus ergeben sich lokale Tragfähigkeiten. Da im Rahmen der Erfindung die Oberfläche der Lagerkontur dreidimensional gestaltet werden kann, ergeben sich daraus lokale Kraftkomponenten mit entsprechenden Richtungen. Aus der integralen Summe der einzelnen Kraftkomponenten können die Tragfähigkeitskomponenten des Lagers und damit die dreidimensionale Tragfähigkeit berechnet und für den gewünschten Anwendungsfall ausgelegt werden.
Dabei können die hydrodynamischen Gleitlager, wie oben angedeutet, als Mehrflächengleitlager mit zwei oder mehreren Schmierkeilen ausgestattet sein. Durch die Segmentierung der Lagerung im Bereich der Konturabschnitte wird eine Verringerung der Reibung erreicht. Darüber hinaus verbessert sich bei diesem Lager auch die axiale Tragfähigkeit, da zwischen den einzelnen Konturabschnitten ein kontinuierlicher und stetig differenzierbarer Übergang geschaffen wird. Hierdurch wird insgesamt eine höhere Tragfähigkeit bei gleichbleibender Reibleistung erreicht. Die Segmentierung der Lageranordnung führt auch zu einer weiteren Reduzierung der Schallemission.
Gemäß einer möglichen Erfindungsvariante kann es vorgesehen sein, dass zwischen der Rotorwelle und dem Rotorteil in Richtung der Rotationsachse mittelbar oder unmittelbar neben dem Stützabschnitt ein, vorzugsweise ringförmiger Abstandsraum, gebildet ist. Dies führt zu einer eindeutigen Abstützung des Rotorteils am Stützabschnitt. Darüber hinaus wird die Montage aufgrund der geringeren Führungslänge des Rotorteils vereinfacht. Besonders bevorzugt kann es dabei vorgesehen sein, dass der Abstandsraum von einer Durchmesservergrößerung im Rotorteil gebildet ist, die sich an den Lagerbereich des Rotorteils anschließt. Flierdurch wird die Fertigung vereinfacht. Zudem kann dann die Rotorwelle in diesem Bereich unbeeinflusst bleiben, was zu einer höheren Stabilität führt.
Die Erfindung wird im Folgenden anhand eines in den Zeichnungen dargestellten Ausführungsbeispiels näher erläutert. Es zeigen:
Figur 1 einen Abgasturbolader in Schnittdarstellung
Figuren 2 und 3 vergrößerte Detaildarstellungen, die der Figur 1 entnommen sind,
Figuren 4: ein Gegen-Lagerteil, welches in dem Abgasturbolader gemäß den Figuren 1 bis 3 verbaubar ist, in perspektivischer Ansicht,
Figur 5: das Gegen-Lagerteil gemäß Figur 4 im Vollschnitt,
Figuren 6 und 7: zu der Gestaltung gemäß den Figuren 4 und 5 alternative
Gegen-Lagerteile, welche in dem Abgasturbolader gemäß den Figuren 1 bis 3 verbaubar sind,
Figur 8: eine vergrößerte Detaildarstellung einer Rotorwelle des
Abgasturboladers gemäß den Figuren 1 bis 3 in Seitenansicht,
Figur 9: eine der Figur 8 entnommene vergrößerte Detaildarstellung
Figuren 10 und 1 1 : vergrößerte Detaildarstellungen einer Rotorwelle, als Alternative zu der Gestaltung gemäß Figur 9. Figur 1 zeigt einen Abgasturbolader in Seitenansicht und im Schnitt doch die Rotationsachse R. Der Abgasturbolader weist einen Rotor 10 mit einer Rotorwelle 11 auf. Die Rotorwelle 11 besitzt einen Mittenabschnitt, der eine Verjüngung aufweisen kann. An seinem zum Verdichter weisenden Ende weist der Mittenabschnitt einen Anschlag 13 auf. Zwischen dem Anschlag 13 und der Verjüngung des Mittenabschnitts kann demzufolge ein umlaufender Bund 12 ausgebildet sein. Der Anschlag 13 ist in Figur 2 erkennbar. Wie diese Darstellung veranschaulicht, kann der Anschlag 13, vorzugsweise als Wellenschulter mit einer radial ausgerichteten Fläche, ausgeführt sein, die ringförmig umläuft. Im Anschluss an den Bund 12 besitzt die Rotorwelle 11 verdichterseitig einen Stützabschnitt 14. Dieser kann in Form einer bearbeiteten umlaufenden Fläche ausgebildet sein. Der Stützabschnitt 14 geht in einen Wellenabschnitt 15 über, der dann in einem Gewindeabschnitt 16 ausläuft.
Auf der dem Gewindeabschnitt 16 gegenüberliegenden Seite der Rotorwelle 11 kann vorzugsweise ein Lagerabschnitt 17 vorgesehen sein. Der Lagerabschnitt 17 kann durch Bearbeitung der Rotorwelle 11 von dieser gebildet sein. Wie die Darstellung gemäß Figur 3 erkennen lässt, weist der Lagerabschnitt 17 der Rotorwelle 11 eine umlaufende Lagerkontur auf. Diese Lagerkontur weißt mehrere Konturabschnitte 17.1 bis 17.3 auf und ist vorzugsweise einteilig mit der Rotorwelle 11 ausgebildet. Der Axialkräfte oder Radial- und/oder Axialkräfte abtragende Konturabschnitt 17.1 kann beispielsweise stumpfkegelförmig ausgebildet sein um radiale Kräfte aufzunehmen. Er kann auch konvex oder konkav ausgebildet sein. Der Konturabschnitt 17.3 kann zylinderförmig ausgebildet sein. Die beiden Konturabschnitte 17.1 und 17.3 sind über den Konturabschnitt 17.2 miteinander verbunden. Dabei ist die Zuordnung so getroffen, dass die Konturabschnitte 17.1 bis 17.3 durchgehend ineinander übergehen und somit die durchgehende Lagerkontur bilden.
Bei einem Schnitt durch die Rotationsachse R der Rotorwelle 11 , wie er in Figur 3 veranschaulicht ist, ist die Lagerkontur beispielsweise längs der Rotationsachse R stetig differenzierbar ausgebildet. Es ist ebenso vorstellbar, dass die Konturabschnitte 17.1 bis 17.3 durch eine mehrfach stetig differenzierbare Funktion gebildet werden, und somit eine krümmungsstetige Lagerkontur formen.
Im Anschluss an den Konturabschnitt 17.1 kann die Rotorwelle 11 einen Abweiser 18 in Form einer Ölschleuderscheibe, beispielsweise in Form einer Durchmesservergrößerung aufweisen. Im vorliegenden Ausführungsbeispiel ist die Durchmesservergrößerung in Form eines umlaufenden Bunds ausgebildet. Der Abweiser 18 kann jedoch auch eine andere geeignete Kontur aufweisen die eine Öl- Leckage durch den Wellendurchtritt im Lagergehäuse wirkungsvoll verhindert oder zumindest reduziert.
Die Rotorwelle 11 kann auch, wie Figur 3 erkennen lässt wenigstens eine Dichtungsaufnahme 19 aufweisen. Im vorliegenden Ausführungsbeispiel sind zwei Dichtungsaufnahmen 19, beispielsweise in Form von Kolbenringnuten, verwendet, die zueinander axial beabstandet angeordnet sind. In die Dichtungsaufnahmen 19 sind Kolbenringe eingesetzt. An dem dem Verdichterrad gegenüberliegenden Ende der Rotorwelle 11 ist ein Turbinenrad 20 angeordnet. Das Turbinenrad 20 ist in der Regel stoffschlüssig mit der Rotorwelle 11 verbunden.
Auf der dem Turbinenrad 20 abgewandten Seite besitzt der Rotor 10 ein Rotorteil 40. Dieses Rotorteil 40 ist vergrößert in Figur 2 veranschaulicht. Wie diese Darstellung zeigt, besitzt das Rotorteil 40 ein Basisteil 41. In das Basisteil 41 kann beispielsweise wenigstens eine umlaufende Dichtungsaufnahme 42 in Form einer Kolbenringnut aufweisen. Im vorliegenden Ausführungsbeispiel sind zwei umlaufende Dichtungsaufnahmen 42 verwendet. In die Dichtungsaufnahmen 42 sind ringförmige Dichtelemente 43 in Form von Kolbenringen eingesetzt.
Das Rotorteil 40 besitzt im Anschluss an das Basisteil 41 einen Lagerabschnitt 44. Der Lagerabschnitt 44 bildet eine umlaufende Lagerkontur, die ähnlich oder baugleich mit der Lagerkontur sein kann, welche die Konturabschnitte 17.1 bis 17.3 aufweist, wobei der Lagerabschnitt 44 Konturabschnitte 44.1 bis 44.3 aufweist, die die Lagerkontur bilden. Der Konturabschnitt 44.1 zur Aufnahme der Axiallasten ist vorzugsweise stumpfkegelförmig ausgebildet, kann jedoch auch konvex oder konkav gewölbt sein. Weiterhin ist wieder ein zylindrischer Konturabschnitt 44.3 zur Aufnahme radialer Lasten verwendet. Die beiden Konturabschnitte 44.1 und 44.3 werden unter Vermittlung des Konturabschnitts 44.2 miteinander verbunden, bzw. werden mittels des Konturabschnitts 44.2 ineinander überführt. Der Konturabschnitt 44.2 kann ähnlich wie der Konturabschnitt 17.2 hohlkehlförmig ausgebildet sein. Mit den Konturabschnitten 44.1 bis 44.3 wird die durchgehende Lagerkontur gebildet.
Bei einem Schnitt durch die Rotationsachse R gemäß Figur 2 kann die Lagerkontur beispielsweise in Schnittansicht eine durchgehende und stetig differenzierbare Kontur bilden. Dies ist in der Zeichnung deutlich erkennbar, wobei die Konturabschnitte 44.1 bis 44.3 ohne Stetigkeitssprünge durchgehend ineinander übergehen.
Wie auch bei der turbinenseitigen Lagerkontur 17.1 bis 17.3 ist hier ebenfalls vorstellbar, dass die Konturabschnitte 44.1 bis 44.3 durch eine mehrfach stetig differenzierbare Funktion gebildet werden, und somit eine krümmungsstetige Lagerkontur formen.
An seinem dem Bund 12 zugewandten Ende kann das Rotorteil 40 einen Ansatz 45 aufweisen. Dieser ist vorzugsweise von dem Lagerabschnitt 44 gebildet. Die Stirnfläche des Ansatzes 45 ist radial ausgerichtet. Auf diese Weise liegt der Ansatz 45 endseitig flächig an dem Anschlag 13 des Bundes 12 an. Um die flächige Anlage zu garantieren, ist der Ansatz 45 innenseitig umlaufend angefast. Zudem ist im Anschluss an den Bund 12 zu diesem Zweck ein Freistich in die Rotorwelle 11 eingedreht, wie Figur 2 zeigt.
Das Rotorteil 40 liegt an dem, den Lagerbereich 46 bildenden Lagerabschnitt 44 an dem Stützabschnitt 14 der Rotorwelle 11 an. Dabei ist zwischen dem Rotorteil 40 und der Rotorwelle 10 ein Passsitz, vorzugsweise in Form einer Übergangspassung, gebildet. Vorzugsweise ist eine Übergangspassung in der ISO-Grundtoleranzklasse IT3 bis IT8 verwirklicht. Die Bohrung, welche in den Lagerbereich 46 eingebracht ist und zur Anlage an dem Stützabschnitt 14 dient, weist im Anschluss an den Lagerbereich 46 eine Durchmesservergrößerung auf, die einen Rücksprung 47 bildet. Mittels des Rücksprungs 47 ergibt sich zwischen dem Rotorteil 40 und dem Außenumfang der Rotorwelle 11 ein ringförmiger Freiraum.
Das Basisteil 41 weist eine ringförmige und radial verlaufende Anlagefläche 48 auf. Diese Anlagefläche 48 ist mithin parallel der Anlagefläche des Lagerabschnitts 44, welche an dem Bund 12 anliegt.
Auf die Rotorwelle 11 wird im Bereich des Wellenabschnitts 15 ein Verdichterrad 30 aufgeschoben. Das Verdichterrad 30 liegt mit einer radial verlaufenden Anlagefläche an der Anlagefläche 48 des Rotorteils 40 an. Zur Fixierung des Rotorteils 40 und des Verdichterrads 30 ist eine Mutter 31 auf den Gewindeabschnitt 16 aufgeschraubt. Die Mutter 31 verspannt mithin das Verdichterrad 30 gegen das Rotorteil 40 und das Rotorteil 40 gegen den Anschlag 13. Auf diese Weise werden sowohl das Verdichterrad 30 als auch das Rotorteil 40 axial auf der Rotorwelle 11 festgelegt und daran in Umfangsrichtung unverdrehbar gehalten
Wie Figur 1 erkennen lässt, besitzt der Abgasturbolader ein Gegen-Lagerteil 50, welches in ein Lagergehäuse 60 des Abgasturboladers eingesetzt ist. Das Gegen- Lagerteil besitzt ein Mittelteil 51. An den Mittelteil 51 schließen sich beidseitig Ansätze 53 an. Die beiden Ansätze 53 weisen jeweils eine umlaufende Lagerkontur auf. Diese umlaufende Lagerkontur ist komplementär zu der Lagerkontur die durch das Rotorteil 14 bzw. den Lagerabschnitt 17 der Rotorwelle 11 gebildet ist ausgeführt. Dementsprechend weisen diese Lagerkonturen Konturabschnitte 53.1 bis 53.3 auf, die wieder umlaufend ausgeführt sein können. Der die Axialkräfte aufnehmende Konturabschnitt 53.1 ist zum Beispiel stumpfkegelförmig und der Konturabschnitt 53.3 zum Beispiel zylindrisch gefertigt. Die beiden Konturabschnitte 53.1 und 53.3 gehen über den Konturabschnitt 53.2 zumindest einmal stetig differenzierbar und durchgehend ineinander über.
Zur Montage der Baugruppe gemäß Figur 1 für einen Abgasturbolader wird zunächst das Gegen-Lagerteil 50 in eine entsprechend hergerichtete Aufnahme des Lagergehäuses 60 eingeführt. Um die in Figur 1 gezeigte vorgegebene Position des Gegen-Lagerteils 50 in dem Lagergehäuse 60 zu fixieren ist ein Fixierelement 70 verwendet. Das Fixierelement 70 weist einen Flalteabschnitt 72 auf. Dieser Flalteabschnitt 72 greift in eine Fixieraufnahme 52 des Gegen-Lagerteils 50 ein. Zur Montage des Fixierelements 70 kann dieses durch einen Schmiermittel- Führungskanal 61 des Lagergehäuses 60 eingeführt werden. Um das Fixierelement 70 unverlierbar zu halten, kann es in dem Lagergehäuse 60 eingeschraubt, eingepresst oder mit einem Flalteelement gesichert werden.
Nachdem das Gegen-Lagerteil 50 in dem Lagergehäuse 60 montiert ist, kann der Rotor 10 eingebaut werden. Zu diesem Zweck wird die Rotorwelle 11 von der turbinenseitigen Lagergehäuseseite her in eine Bohrung des Lagergehäuses 60 eingeschoben. Dabei durchgreift die Rotorwelle 11 das Gegen-Lagerteil 50, wie dies Figur 1 zeigt. Die Einschiebe-Bewegung des Rotors 10 wird mit dem Konturabschnitt 17.1 der Rotorwelle 11 begrenzt, welcher an dem zugeordneten Konturabschnitt 53.1 des Gegen-Lagerteils anliegt (siehe Figur 3). In der montierten Position liegen die Dichtelemente, welche in die umlaufenden Dichtungsaufnahme 19 eingesetzt wurden an einer zugeordneten ringförmigen Dichtfläche des Lagergehäuses 60 an (siehe Figur 3).
Von der gegenüberliegenden Seite kann nun das Rotorteil 40 in das Lagergehäuse 60 eingeschoben werden. Dabei wird das Rotorteil 40 mit seinem Lagerbereich 46 voraus auf die Rotorwelle 11 aufgeschoben. Dies gelingt einfach, da das Rotorteil 40 lediglich im Lagerbereich 46 passgenau auf der Rotorwelle 11 geführt ist. Im Übrigen behindert der Rücksprung 47 die Einschub-Bewegung nicht. In der Montagestellung gemäß Figur 2 schlägt das Rotorteil 40 an dem Bund 12 an. Anschließend wird das Verdichterrad 30 auf die Rotorwelle 11 aufgeschoben und die Mutter 31 verschraubt (siehe Beschreibung oben). Im montierten Zustand ist der Rotor 10 mit seinen Konturabschnitten 53.1 bis 53.3 an beiden Ansätzen 53 gegenüberliegend den Konturabschnitten 17.1 bis 17.3 bzw. 44.1 bis 44.3 angeordnet. Dabei ist die Zuordnung so getroffen, dass ein Lagerspiel entsteht, in dem jeweils ein hydrodynamischer Film, zur Erzeugung zweier hydrodynamischer Gleitlager, geführt ist. Das relative radiale und das relative axiale Lagerspiel jedes hydrodynamischen Gleitlagers liegt vorzugsweise im Bereich zwischen 1 bis 5 Promille des Durchmessers des Radialkräfte übertragenen Konturabschnitt 17.3 bzw. 44.3.
Wie Figur 1 zeigt ist zwischen einem, vorzugsweise beiden Ansätzen 53 des Gegen- Lagerteils 50 und dem Lagergehäuse 60 ein umlaufender Spaltbereich 57 geschaffen. Dieser Spaltbereich weist ein in radialer Richtung verlaufendes relatives radiales Spiel (absolutes radiales Spiel / Durchmesser des Gegen-Lagerteils 50 im Spaltbereich 57) im Bereich zwischen 5 bis 10 Promille, besonders bevorzugt im Bereich zwischen 7 bis 9 Promille auf.
Der Spaltbereich 57 ist vorzugsweise so angeordnet, dass wenigstens einer der Konturabschnitte 44.1 bis 44.3 bzw. 17.1 bis 17.3 den Spaltbereich 57 in Richtung der Rotationsachse R überdeckt, besonders bevorzugt ist die Überdeckung zumindest im Bereich der Konturabschnitte 17.3 und 44.3 gegeben, die einen wesentlichen Beitrag für die Tragfähigkeit des hydrodynamischen Gleitlagers in radialer Richtung bieten. Die axiale Überdeckung in Richtung der Rotationsachse R zwischen dem Gegen-Lagerteil 50 und dem Lagergehäuse 60 im Spaltbereich 57 ist vorzugsweise so bemessen, dass das Verhältnis der Erstreckung des Spaltbereiches 57 in Richtung der Rotationsachse R zu dem Radialspiel zwischen dem Gegen- Lagerteil 50 und dem Lagergehäuse 60 oder dem Gehäuseteil beträgt:
Axiale Erstreckung des Spaltbereiches 57 in Richtung Rotationsachse R / Radialspiel = 40 bis 80
Besonders bevorzugt beträgt dieses Verhältnis im Bereich zwischen 45 bis 70.
Mit einer oder mehrerer der vorgenannten Dimensionierungsvorgaben wird im Spaltbereich 57 ein Quetschölfilm geschaffen. Dieser Quetschölfilm weist für die erfindungsgemäßen hydrodynamischen Gleitlager eine hohe axiale Tragfähigkeit für die gängigen Abgasturbolader Anwendungen auf. Ein mit geeigneter Dämpfung ausgelegter Quetschölfilm eignet sich in besonderer Weise zur Reduktion der Lagerkräfte, die insbesondere von Unwucht und Lastwechsel-Vorgängen während des Betriebes herrühren. Auf diese Weise wird zum einen ein besonders geräuscharm arbeitender Abgasturbolader, zum anderen aber auch ein reibleistungsverbesserter Abgasturbolader geschaffen.
Die beiden Spaltbereiche 57 stehen in räumlicher Verbindung mit dem Schmiermittel- Führungskanal 61. Unter Druck stehendes Schmiermittel kann über den Schmiermittel-Führungskanal 61 zugeführt werden. Es gelangt durch einen Kanal 71 des Fixierelements 70 in eine Kammer 64. Von der Kammer 64 wird das Schmiermittel in die Spaltbereiche 57 gedrückt. Auf diese Weise entsteht im ringförmig umlaufenden Spaltbereich 57 die Möglichkeit eine anpassbare Dämpfung durch den Quetschölfilm zu verwirklichen. Von derselben Kammer 64 wird das Schmiermittel auch den beiden hydrodynamischen Gleitlagern zugeführt. Entsprechend gelangt damit das Schmiermittel in den Bereich des hydrodynamischen Spaltes, welcher zwischen den Konturabschnitten 44.1 bis 44.3 des Rotors 10 und den zugeordneten Konturabschnitten 53.1 bis 53.3 des Gegen- Lagerteils einerseits und den Konturabschnitten 17.1 bis 17.3 sowie den zugeordneten Konturabschnitten 53.1 bis 53.3 andererseits gebildet ist. Während der Rotation des Rotors 10 wird das Schmiermittel über den hydrodynamischen Spalt der hydrodynamischen Gleitlager zur hydrodynamischen Druckerzeugung geleitet. Im Anschluss an den hydrodynamischen Spalt gelangt das Schmiermittel in einen Schleuderraum 62. In diesen Schleuderraum 62 können beispielsweise auch die Spaltbereiche 57 münden. Das Schmiermittel wird in einem Sammelbereich 63 des Lagergehäuses 60 gesammelt, dem Schmiermittelkreislauf zurückgeführt und wieder dem Schmiermittel-Führungskanal 61 zugeleitet.
Gemäß Figur 2 ist, wie dies vorstehend erwähnt wurde das Rotorteil 40 im Bereich eines Stützabschnitts 14 der Rotorwelle 11 gegenüber der Rotorwelle 11 abgestützt. Hier ist die Zuordnung so getroffen, dass der Stützabschnitt 14 und zumindest einer der Konturabschnitte 53.1 bis 53.3 des Gegen-Lagerteils 50 in Richtung der Rotationsachse R sich zumindest bereichsweise überdecken. Die Überdeckung liegt vorzugsweise im Bereich der Konturabschnitte 17.3 bzw. 44.3 vor.
In den Figuren 4 und 5 ist eine alternative Ausgestaltung eines Gegen-Lagerteils 50 gezeigt. Dieses Gegen-Lagerteil 50 weist prinzipiell die gleiche Gestalt auf, wie das oben beschriebene Gegen-Lagerteil 50. Daher sind gleiche Bauteile mit gleichen Bezugszeichen versehen. Insofern wird auch auf die obigen Ausführungen Bezug genommen. Zur Vermeidung von Wiederholungen wird nachfolgend auf die Unterschiede eingegangen.
Das Gegen-Lagerteil 50 weist wieder zwei Ansätze 53 auf. Die Ansätze 53 sind mit einer Gegenfläche ausgestaltet, die Rotor-Lagerflächen eines Rotors 10 gegenüberstehen. Die Gegenfläche ist aus Konturabschnitten 53.1 , 53.2, 53.3 zusammengesetzt. Die Gegenfläche bildet mit dem Konturabschnitt 53.3 eine zylindrische Grundkontur. Diese zylindrische Grundkontur ist auf ihrem Umfang mit drei Schmierkeilen versehen, die in die zylindrische Grundkontur eingeprägt sein können, dementsprechend steigen in dem Konturabschnitt 53.3 drei Schmierkeile auf. Diese Schmierkeile verjüngen den hydrodynamischen Spalt in Richtung zur Lagermitte hin kontinuierlich bis hin zur Rastfläche. Zwischen den einzelnen Schmierkeilen sind Ölfördernuten 54 in das Gegen-Lagerteil 50 eingebracht. Die Ölfördernuten 54 erstrecken sich dabei vorzugsweise über die gesamte axiale Länge des Konturabschnitts 53.3. Dementsprechend weisen die Ölfördernuten 54 einen Zuführungsabschnitt 54.1 auf, der in einen Übergangsbereich 55 mündet. Der Übergangsbereich 55 leitet den Mittenabschnitt des Gegen-Lagerteils in den Konturabschnitt 53.3 über. Die Ölfördernuten 54 erstrecken sich von dem Konturabschnitt 53.3 auch über den Konturabschnitt 53.2 und den Konturabschnitt 53.1. Im Anschluss an den Konturabschnitt 53.1 münden die Ölfördernuten 54 umgebungsseitig.
Alternativ kann es auch vorgesehen sein, dass die Ölfördernut 54 auch auf dem Konturabschnitt 53.1 , besonders bevorzugt mittig auf diesem Konturabschnitt 53.1 , enden kann. Hierdurch kann insbesondere der Öldurchfluss reguliert und/oder begrenzt werden, wobei hier eine ausreichende Ölschmierung des Axiallagerteils gewährleistet werden kann.
Die vorbeschriebenen Ausführungen, betreffend die Ölfördernut 54 und die Schmierkeile können auch bei dem Ausführungsbeispiel, wie es oben unter Bezugnahme auf die Figuren 1 bis 3 beschrieben ist, verwirklicht werden. Im vorliegenden Ausführungsbeispiel bildet der Konturabschnitt 53.2 einen Übergangsabschnitt zwischen den beiden Konturabschnitten 53.1 und 53.3. Der Konturabschnitt 53.2 bildet im Übergangsabschnitt einen umlaufenden Knick, wobei dieser umlaufende Knick im Bereich der Ölfördernuten 54 unterbrochen ist.
An den Konturabschnitt 53.2 schließt sich der Konturabschnitt 53.1 an. Dieser Konturabschnitt 53.1 ist in seiner Grundform als Konusaufnahme ausgebildet. Die Schmierkeile des Konturabschnitts 53.3 setzen sich über den Übergangsabschnitt in dem Konturabschnitt 53.1 fort. Dementsprechend steigen die Schmierkeile von der als Konusaufnahme ausgebildeten Grundform auf und verjüngen den hydrodynamischen Spalt kontinuierlich.
Wie die Darstellung gemäß Figur 5 zeigt, bilden die Konturabschnitte 53.3 und 53.1 in der Schnittansicht einen ersten und einen zweiten Lagerbereich. In der Schnittansicht bilden die beiden Lagerbereiche einen Linearabschnitt. Der Linearabschnitt des ersten Lagerbereichs (Konturabschnitt 53.3) steht vorzugsweise parallel zur Rotationsachse R. Der Linearabschnitt des zweiten Lagerbereichs (Konturabschnitt 53.1 ) steht im Winkel zur Rotationsachse R. Dabei schließt der Linearabschnitt des zweiten Lagerbereichs mit der Rotationsachse R einen Winkel a im Bereich von vorzugsweise >45° bis <75°, vorzugsweise >50° bis <60° und im vorliegenden Ausführungsbeispiel gleich 55° ein.
Die Gegenflächen des Gegen-Lagerteils 50 sind vorzugsweise identisch hinsichtlich der Konturabschnitte 53.1 , 53.3, 53.3 ausgebildet und können an den gegenüberliegenden Enden des Gegen-Lagerteils 50 vorgesehen sein.
In Figuren 6 ist eine zu den Figuren 4 und 5 alternative Ausgestaltung eines Gegen- Lagerteils 50 dargestellt. Die Gestaltung dieses Gegen-Lagerteil 50 gemäß Figur 6 entspricht im Wesentlichen der Gestaltung des Gegen-Lagerteils 50 gemäß den Figuren 4 und 5. Es wird nachfolgend daher auf die Unterschiede eingegangen und im Übrigen auf die vorstehenden Ausführungen Bezug genommen. Wie Figur 6 zeigt, weist das Gegen-Lagerteil wieder zwei Ansätze 53 auf, die jeweils eine Gegenfläche des hydrodynamischen Gleitlagers bilden. Die Gegenflächen weisen wieder Konturabschnitte 53.1 bis 53.3 auf. Der Konturabschnitt 53.3 ist identisch aufgebaut, wie der Konturabschnitt 53.1 gemäß Figur 5. Der Konturabschnitt 53.2 bildet einen Übergangsabschnitt zwischen dem Konturabschnitt 53.3 und einem konusförmigen Konturabschnitt 53.1. Der Konturabschnitt 53.1 ist im Wesentlichen identisch aufgebaut, wie der Konturabschnitt 53.1 gemäß Figuren 4 und 5. Er weist jedoch eine kürzere Erstreckung in Richtung der Rotationsachse R auf. Der Öffnungswinkel a des Konturabschnitts 53.1 entspricht wieder dem Öffnungswinkel a des Konturabschnitts 53.1 gemäß den Figuren 4 und 5.
In dem vorliegenden Ausführungsbeispiel ist der den Übergangsabschnitt bildende Konturabschnitt 53.2 in Schnittansicht durch die Rotationsachse R von einem Linear- Übergangsabschnitt 53.2.1 gebildet. Dabei erstreckt sich der Linear- Übergangsabschnitt 53.2.1 im Winkel ß zu der Rotationsachse R. Der Linear- Übergangsabschnitt 53.2.1 kann sich über umlaufende Knicke sowohl an den Konturabschnitt 53.1 als auch 53.3 anschließen, wobei die umlaufenden Knicke im Bereich der Ölfördernuten 54 unterbrochen sind.
Denkbar ist es auch, dass sich der Linear-Übergangsabschnitt 53.2.1 über Verrundungen an die Konturabschnitte 53.1 , 53.3 anschließt. Dabei kann es dann insbesondere auch vorgesehen sein, dass die Gegenfläche als eine wenigstens einmal stetig differenzierbare Lagerkontur ausgebildet ist.
In Figuren 7 ist eine zu den Figuren 4 bis 6 alternative Ausgestaltung eines Gegen- Lagerteils 50 dargestellt. Die Gestaltung dieses Gegen-Lagerteil 50 gemäß Figur 7 entspricht im Wesentlichen der Gestaltung des Gegen-Lagerteils 50 gemäß den Figuren 4 bis 6. Es wird nachfolgend daher auf die Unterschiede eingegangen und im Übrigen auf die vorstehenden Ausführungen Bezug genommen.
Wie Figur 7 zeigt, weist das Gegen-Lagerteil wieder zwei Ansätze 53 auf, die jeweils eine Gegenfläche des hydrodynamischen Gleitlagers bilden. Die Gegenflächen weisen wieder Konturabschnitte 53.1 bis 53.3 auf. Der Konturabschnitt 53.3 ist identisch aufgebaut, wie der Konturabschnitt 53.1 gemäß Figur 4 bis 6.
Der Konturabschnitt 53.2 bildet einen Übergangsabschnitt zwischen dem Konturabschnitt 53.3 und einem konusförmigen Konturabschnitt 53.1. Der Konturabschnitt 53.1 ist im Wesentlichen identisch aufgebaut, wie der Konturabschnitt 53.1 gemäß Figuren 4 und 5. Er weist jedoch eine kürzere Erstreckung in Richtung der Rotationsachse R auf. Der Öffnungswinkel a des Konturabschnitts 53.1 entspricht wieder dem Öffnungswinkel a des Konturabschnitts 53.1 gemäß den Figuren 4 und 5.
In dem vorliegenden Ausführungsbeispiel ist der den Übergangsabschnitt bildende Konturabschnitt 53.2 in Schnittansicht durch die Rotationsachse R von zwei Linear- Übergangsabschnitt 53.2.1 und 53.2.2 gebildet. Dabei erstreckt sich der Linear- Übergangsabschnitt 53.2.1 im Winkel ß zu der Rotationsachse R. der linear- Übergangsabschnitt 53.2.2 steht im Winkel y zu der Rotationsachse R. Dabei ist die Zuordnung so getroffen, dass der Winkel ß kleiner ist als der Winkel y. Der Linear- Übergangsabschnitt 53.2.1 kann sich über einen umlaufenden Knick an den Konturabschnitt 53.1 anschließen, wobei der umlaufende Knick im Bereich der Ölfördernuten 54 unterbrochen ist. Der Linear-Übergangsabschnitt 53.2.2 kann sich über einen umlaufenden Knick an den Konturabschnitt 53.3 anschließen, wobei der umlaufende Knick im Bereich der Ölfördernuten 54 unterbrochen ist. Die Linear- Übergangsabschnitte 53.2.1 und 53.2.2 gehen über einen laufenden Knick ineinander über, wobei der umlaufende Knick im Bereich der Ölfördernutnuten 54 unterbrochen ist.
Denkbar ist es auch, dass sich die Linear-Übergangsabschnitte 53.2.1 , 53.2.2 anstelle wenigstens eines der Knicke über Verrundungen an die Konturabschnitte 53.1 , 53.3 anschließen. Vorzugsweise sind alle Knicke als Verrundungen ausgeführt Dabei kann es dann insbesondere auch vorgesehen sein, dass die Gegenfläche als eine wenigstens einmal stetig differenzierbare Lagerkontur ausgebildet ist. Die vorstehenden Erläuterungen zu den Figuren 4 bis 7 beschreiben die Ausgestaltung des Gegen-Lagerteils 50. Entsprechend zu diesen gegen-Lagerteilen 50 sind die Lagerabschnitte 17, 44 des Rotors 10 ausgebildet. Entsprechend zu den Konturabschnitten 53.1 bis 53.3 des Gegen-Lagerteil 50 weisen die Lagerabschnitte 17 und 44 Konturabschnitte 17.1 bis 17.3 und 44.1 bis 44.3 auf. Diese Konturabschnitte 17.1 bis 17.3 und 44.1 bis 44.3 sind komplementär zu den Konturabschnitten 53.1 bis 53. 3 ausgebildet. Dabei sind die Konturabschnitte 17.1 bis 17.3 identisch ausgebildet zu den Konturabschnitten 44.1 bis 44.3. Es wird daher nachstehend Bezug genommen auf Figur 8. In dieser Zeichnung ist der Lagerabschnitt 17 näher detailliert. Bei den nachfolgenden Erläuterungen gelten die gleichen Ausführungen auch für den Lagerabschnitt 44.
Der Lagerabschnitt 17 gemäß Figur 8 dient zur Aufnahme in dem Gegen-Lagerteil 50 gemäß Figuren 4 und 5. Der Lagerabschnitt 17 weist die drei Konturabschnitte 17.1 , 17.2 und 17.3 auf. Der Konturabschnitt 17.3 weist in Schnittansicht durch die Rotationsachse R einen Linearabschnitt auf, der parallel zur Rotationsachse R verläuft. Der Lagerabschnitt 17.1 weist in Schnittansicht durch die Rotationsachse R einen Linearabschnitt auf, der im Winkel zu der Rotationsachse R angestellt ist, wobei dieser Winkel dem Anstellwinkel a des Konturabschnitts 53.1 entspricht. Die beiden Konturabschnitte 17.1 und 17.3 sind über den als umlaufenden Knick ausgeführten Übergangsabschnitt 17.2 ineinander übergeleitet. Dies ist in der vergrößerten Darstellung gemäß Figur 9 deutlicher veranschaulicht.
Figur 10 zeigt in vergrößerter Darstellung die Rotorwelle 11 , welche zu dem Gegen- Lagerteil 50 gemäß Figur 6 passend ist. Der Konturabschnitt 17.3 weist in Schnittansicht durch die Rotationsachse R einen Linearabschnitt auf, der parallel zur Rotationsachse R verläuft. Der Lagerabschnitt 17.1 weist in Schnittansicht durch die Rotationsachse R einen Linearabschnitt auf, der im Winkel zu der Rotationsachse R angestellt ist, wobei dieser Winkel dem Anstellwinkel a des Konturabschnitts 53.1 entspricht. Denkbar ist auch, dass abweichende Winkel oder ein Crowning in Form eines sehr großen Radius vorgesehen sind, um ein flächiges Aufsitzen der Lagerkonturen im Bereich des Konturabschnitts 17.1 zu vermeiden Die beiden Konturabschnitte 17.1 und 17.3 sind über den Übergangsabschnitt 17.2 ineinander übergeleitet. Der Übergangsabschnitt 17.2 ist in Schnittansicht durch die Rotationsachse als Linear-Übergangsabschnitt ausgeführt, er verbindet die beiden Konturabschnitte 17.1 , 17.3. Der Linear-Übergangsabschnitt kann über umlaufende Knicke oder Verrundungen an die Konturabschnitte 17.1 , 17.3 anschließen
Figur 11 zeigt in vergrößerter Darstellung die Rotorwelle 11 , welche zu dem Gegen- Lagerteil 50 gemäß Figur 7 passend ist. Der Konturabschnitt 17.3 weist in Schnittansicht durch die Rotationsachse R einen Linearabschnitt auf, der parallel zur Rotationsachse R verläuft. Der Lagerabschnitt 17.1 weist in Schnittansicht durch die Rotationsachse R einen Linearabschnitt auf, der im Winkel zu der Rotationsachse R angestellt ist, wobei dieser Winkel dem Anstellwinkel a des Konturabschnitts 53.1 entspricht. Denkbar ist auch, dass abweichende Winkel vorgesehen sind, um ein Aufsitzen der Lagerkonturen im Bereich des Konturabschnitts 17.1 zu vermeiden. Die beiden Konturabschnitte 17.1 und 17.3 sind über den Übergangsabschnitt 17.2 ineinander übergeleitet. Der Übergangsabschnitt 17.2 weist in Schnittansicht durch die Rotationsachse zwei Linear-Übergangsabschnitte 17.2.1 , 17.2.2 auf. Der Linear- Übergangsabschnitt 17.2.1 verbindet den Konturabschnitt 17.1 , mit dem Linear- Übergangsabschnitt 17.2.2. Der Linear-Übergangsabschnitt 17.2.2 verbindet den Konturabschnitt 17.3 mit dem Linear-Übergangsabschnitt 17.2.1. Die beiden linear- Übergangsabschnitte 17.2.1 17.2.2 sind miteinander verbunden. Die
Verbindungsstellen zwischen den Konturabschnitten 17.1 und 17.3 und den Linear- Übergangsabschnitten 17.1.1 , 17.2.2 können als umlaufende Knicke oder als Verrundungen ausgeführt sein. Die Verbindung zwischen den Linear- Übergangsabschnitten 17.2.1 , 17.2.2 kann ein umlaufender Knick oder eine Verrundung sein.
In Bezug auf die vorstehend beschriebenen Ausführungsbeispiele wurde erläutert, dass die Schmierkeile und die Ölfördernuten 54 an dem Gegen-Lagerteil 50 verwirklicht sein können. Selbstverständlich ist es auch denkbar, dass die Schmierkeile und die Ölfördernuten 54 auch am Rotor 11 Verwendung finden. Denkbar ist es weiterhin, dass beispielsweise eine dieser beiden Strukturen an dem Rotor 11 und die andere Struktur an dem Gegen-Lagerteil 50 verwirklicht ist. So können beispielsweise die Ölfördernuten an dem Gegen-Lagerteil 50 und die Schmierkeile an dem Rotor 11 oder umgekehrt die Ölfördernuten 54 an dem Rotor 11 und die Schmierkeile an dem Gegen-Lagerteil 50 angeordnet sein.

Claims

Ansprüche
1. Abgasturbolader mit einem hydrodynamischen Gleitlager oder hydrodynamisches Gleitlager, mit einem Rotor (10) und einem dem Rotor (10) zugeordneten Gegen-Lagerteil (50),
wobei sich eine Rotor-Lagerfläche des Rotors (10) und eine Gegenfläche des Gegen-Lagerteils (50) gegenüberstehen, um das hydrodynamische Gleitlager in Form eines kombinierten Radial-Axiallagers, mit einem zwischen der Rotor- Lagerfläche und der Gegenfläche gebildetem, durchgehendem hydrodynamisch tragfähigem Spalt zu bilden,
wobei die Rotor-Lagerfläche und/oder die Gegenfläche bei einem Schnitt längs und durch die Rotationsachse (R) in Schnittansicht eine Lagerkontur bildet/bilden, die ineinander übergehende Konturabschnitte (17.1 bis 17.3; 44.1 bis 44.3; 53.1 bis 53.3) bilden, um hydrodynamische Tragfähigkeiten sowohl in radialer als auch in axialer Richtung zu erzeugen,
wobei ein Konturabschnitt (17.3; 44.3; 53.3) in der Schnittansicht in einem ersten Lagerbereich einen Linearabschnitt bildet der Teil eines, zumindest bereichsweise um die Rotationsachse (R) umlaufenden, insbesondere zylindrischen oder teilzylindrischen Lagerabschnitts ist,
wobei ein weiterer Konturabschnitt (17.1 ; 44.1 ; 53.1 ) in der Schnittansicht in einem zweiten Lagerbereich einen weiteren Linearabschnitt bildet, der Teil eines zumindest bereichsweise um die Rotationsachse (R) umlaufenden weiteren Lagerabschnitts ist, wobei dieser weitere Linearabschnitt im Winkel zu der Rotationsachse (R) steht,
und wobei der erste und der zweite Lagerbereich über einen Übergangsabschnitt ineinander übergeleitet sind,
dadurch gekennzeichnet,
dass der weitere Linearabschnitt mit der Rotationsachse (R) einen Winkel im Bereich zwischen >30° bis< 90° einschließt.
2. Abgasturbolader oder hydrodynamisches Gleitlager, nach Anspruch 1 ,
dadurch gekennzeichnet, dass die Rotor-Lagerfläche und/oder die Gegenfläche wenigstens eine Keilfläche aufweist, zur wenigstens bereichsweisen kontinuierlichen Verjüngung des Schmierstoffspalts, und dass sich die wenigstens eine Keilfläche sowohl über den ersten als auch den zweiten Lagerbereich zumindest bereichsweise erstreckt und auch über den die Lagerbereiche vermittelnden Übergangsabschnitt geführt ist.
3. Abgasturbolader oder hydrodynamisches Gleitlager, nach Anspruch 2,
dadurch gekennzeichnet,
dass die Keilfläche oder die Keilflächen in Drehrichtung des Gleitlagers mittelbar oder unmittelbar in eine Rastfläche übergeht, die in Umfangsrichtung und vorzugsweise in Umfangsrichtung bogenförmig verläuft.
4. Abgasturbolader oder hydrodynamisches Gleitlager, nach einem der Ansprüche 1 bis 3,
dadurch gekennzeichnet,
dass die Rotor-Lagerfläche und die Gegenfläche im Bereich des den ersten und den zweiten Lagerbereich vermittelnden Übergangsabschnitts so gestaltet sind, dass diese bei maximaler Auslenkung des Rotors (10) derart aneinander liegen, dass ein Linienkontakt, vorzugsweise im Bereich des Übergangsabschnitts entsteht.
5. Abgasturbolader oder hydrodynamisches Gleitlager, nach einem der
Ansprüche 1 bis 4,
dadurch gekennzeichnet,
dass der weitere Linearabschnitt des zweiten Lagerbereichs mit der Rotationsachse (R) einen Winkel im Bereich zwischen >45° bis <75°, vorzugsweise im Bereich zwischen >50° bis < 60°, einschließt.
6. Abgasturbolader oder hydrodynamisches Gleitlager, nach einem der
Ansprüche 1 bis 5,
dadurch gekennzeichnet,
dass der die Lagerbereiche vermittelnde Übergangsabschnitt wenigstens einen Linear-Übergangsabschnitt (17.2.1 , 17.2.2; 44.2.1 , 44.2.2; 53.2.1 , 53.2.2) und/oder wenigstens einen gewölbten Bogen-Übergangsabschnitt bildet oder aufweist.
7. Abgasturbolader oder hydrodynamisches Gleitlager, nach Anspruch 6,
dadurch gekennzeichnet,
dass der Übergangsabschnitt in Schnittansicht durch die Rotationsachse (R) wenigstens zwei Linear-Übergangsabschnitte (17.2.1 , 17.2.2; 44.2.1 , 44.2.2; 53.2.1 , 53.2.2) aufweisi oder bildet, und dass vorzugsweise der näher dem ersten Lagerbereich zugewandte erste Linear-Übergangsabschnitt mit der Rotationsachse einen kleineren Winkel einschließt als der dem zweiten Lagerbereich zugewandte zweite Linear-Übergangsbereich, und/oder dass in Schnittansicht durch die Rotationsachse (R) zwei Bogen-Übergangsabschnitte mit unterschiedlicher Krümmungskontur verwendet sind.
8. Abgasturbolader oder hydrodynamisches Gleitlager, nach einem der Ansprüche 1 bis 7,
dadurch gekennzeichnet,
dass sich an den Linear-Übergangsabschnitt (17.2.1 , 17.2.2; 44.2.1 , 44.2.2; 53.2.1 , 53.2.2) beidseitig jeweils ein Bogen-Übergangsabschnitt anschließt, und dass vorzugsweise der eine Bogen-Übergangsabschnitt mittelbar oder unmittelbar in die Rotor-Lagerfläche des Rotors (10) oder die Gegenfläche des Gegen-Lagerteifs (50) übergeht.
9. Abgasturbolader oder hydrodynamisches Gleitlager, nach einem der
Ansprüche 1 bis 8,
dadurch gekennzeichnet,
dass die Rotor-Lagerfläche und/oder die Gegenfläche bei einem Schnitt längs und durch die Rotationsachse (R) in Schnittansicht eine durchgehende und wenigstens einmal stetig differenzierbare Lagerkontur biidet/bilden, um über die gesamte Lagerkontur hinweg hydrodynamische Tragfähigkeit zu erzeugen.
10. Abgasturbolader oder hydrodynamisches Gleitlager, nach einem der
Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet,
dass sich der Übergangsabschnitt über einen in Umfangsrichtung verlaufenden Knick an den ersten und/oder den zweiten Lagerbereich anschließt.
11.Abgasturbolader oder hydrodynamisches Gleitlager, nach einem der
Ansprüche 1 bis 10,
dadurch gekennzeichnet,
dass innerhalb des Übergangsabschnitts zwei Linear-Übergangsabschnitte (17.2.1 , 17.2.2; 44.2.1 , 44.2.2; 53.2.1 , 53.2.2) oder zwei Bogen-
Übergangsabschnitte oder ein Linear-Übergangsabschnitt (17.2.1 , 17.2.2; 44.2.1 , 44.2.2; 53.2.1 , 53.2.2) und ein Bogen-Übergangsabschnitte über einen in Umfangsrichtung verlaufenden Knick aneinander geschlossen sind.
12. Abgasturbolader oder hydrodynamisches Gleitlager, nach einem der
Ansprüche 1 bis 11 ,
dadurch gekennzeichnet,
dass die Konturabschnitte (17.1 und 17.3; 44.1 und 44.3; 53.1 und 53) des ersten und des zweiten Lagerbereichs mittelbar oder unmittelbar im Übergangsabschnitt über einen verrundeten Bereich ineinander übergeleitet sind, wobei vorzugsweise ein Verrundungsradius im Bereich zwischen 0,3 mm bis 1 ,5 mm vorgesehen ist und/oder dass der Verrundungsradius im Bereich zwischen 5% bis 25% des mittleren Durchmessers des Übergangsabschnitts beträgt.
13. Abgasturbolader oder hydrodynamisches Gleitlager nach einem der Ansprüche 1 bis 12,
dadurch gekennzeichnet,
dass in die Rotor-Lagerfläche und/oder die Gegenfläche wenigstens eine Ölfördernut (54) eingebracht, die sich zumindest bereichsweise in Richtung der Rotationsachse (R) erstreckt oder die spiralförmig um die Rotationsachse, insbesondere mit einem Steigungswinkel von ±20° umläuft und/oder mit dieser zumindest bereichsweise einen Winkel im Bereich ±20° einschließt, und dass sich die Ölfördernut (54) zumindest bereichsweise über den ersten und/oder den zweiten Lagerbereich und den Übergangsabschnitt hinweg erstreckt.
14. Abgasturbolader oder hydrodynamisches Gleitlager nach einem der
Ansprüche 1 bis 13,
dadurch gekennzeichnet,
dass die Lagerfläche des Rotors (10) von einem mit einer Rotorwelle (11 ) verbundenen Rotorteil (40) gebildet ist, welches auf der Rotorwelle (11 ) gehalten ist,
dass das Rotorteil (40) im Bereich eines Stützabschnitts (14) der Rotorwelle (11 ) gegenüber der Rotorwelle (11 ) abgestützt ist,
und dass sich der Stützabschnitt (14) und zumindest einer der
Konturabschnitte (53.1 bis 53.3) des Gegen-Lagerteils (50) in Richtung der Rotationsachse (R) zumindest bereichsweise überdecken.
15. Abgasturbolader oder hydrodynamisches Gleitlager nach einem der
Ansprüche 1 bis 14,
dadurch gekennzeichnet,
dass das Gegen-Lagerteil (50) in ein Lagergehäuse (60) oder ein Gehäuseteil eingebaut ist, dass zwischen einer Außenkontur des Gegen-Lagerteils (50) und dem Lagergehäuse (60) oder dem Gehäuseteil ein vorzugsweise umlaufender Spaltbereich (57) zur Bildung eines Quetschölfilms gebildet ist, wobei der Spaltbereich (57) mit einem Schmiermittel-Führungskanal (61 ) in räumlicher Verbindung steht, und dass sich vorzugsweise der Spaltbereich (57) und der Stützabschnitt (14) in Richtung der Rotationsachse (R) zumindest bereichsweise überdecken.
16. Abgasturbolader oder hydrodynamisches Gleitlager nach Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet,
dass das radiale Spiel zwischen dem Gegen-Lagerteil (50) und dem Lagergehäuse (60) oder dem Gehäuseteil größer ist als das radiale Spiel zwischen dem Rotorteil (40) und dem Gegen-Lagerteil (50).
17. Abgasturbolader oder hydrodynamisches Gleitlager nach einem der
Ansprüche 15 oder 16,
dadurch gekennzeichnet,
dass zwischen dem Gegen-Lagerteil (50) und dem Lagergehäuse (60) oder dem Gehäuseteil im Spaltbereich (57) ein in radialer Richtung verlaufendes, auf den äußeren Durchmesser des Spaltbereichs (57) bezogenes relatives Spiel im Bereich zwischen 5 bis 10 Promille, besonders bevorzugt im Bereich zwischen 7 bis 9 Promille, gebildet ist.
18. Abgasturbolader oder hydrodynamisches Gleitlager nach einem der
Ansprüche 15 bis 17,
dadurch gekennzeichnet,
dass die axiale Überdeckung in Richtung der Rotationsachse (R) zwischen dem Gegen-Lagerteil (50) und dem Lagergehäuse (60) oder dem Gehäuseteil im Spaltbereich (57) zur Bildung eines Quetschölfilms derart bemessen ist, dass das Verhältnis der Erstreckung des Spaltbereiches (57) in Richtung der Rotationsachse zu dem Radialspiel zwischen dem Gegen-Lagerteil (50) und dem Lagergehäuse (60) oder dem Gehäuseteil beträgt:
Axiale Erstreckung des Spaltbereiches (57) / Radialspiel = 40 bis 80, wobei dieses Verhältnis besonders bevorzugt im Bereich zwischen 45 bis 70 gewählt ist.
19. Abgasturbolader oder hydrodynamisches Gleitlager nach einem der Ansprüche 15 bis 18,
dadurch gekennzeichnet,
dass das radiale Spiel zwischen dem Gegen-Lagerteil (50) und dem Lagergehäuse (60) oder dem Gehäuseteil und die axiale Erstreckung des Spaltbereichs (57) definiert ist durch die Beziehung: Axiale Erstreckung des Spaltbereichs (57) in Millimeter gleich 9 minus C mal radiales Spiel zwischen dem Gegen-Lagerteil (50) und dem Lagergehäuse (60) oder dem Gehäuseteil in Millimetern, wobei C im Bereich zwischen 61 bis 75 liegt, vorzugsweise im Bereich zwischen 66 bis 70.
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