Die Erfindung bezieht sich auf ein Gleitlager mit mehreren segmentartig angeordneten Lagerschuhen für schwere rotierende Maschinenteile, dessen Lagerschuhe in einem Lagergehäuse abgestützt sind, wobei die Lagerschuhe an der der Lauffläche abgekehrten Seite eine sphärische Auflagefläche aufweisen, die mit einer am Lagergehäuse angeordneten Pfanne korrespondiert und im Lagergehäuse und in den Lagerschuhen Bohrungen und Leitungen für die Zuführung des Schmiermittels in den Schmierspalt vorgesehen sind.
Durch die zunehmende Vergrösserung der Einheitsleistung bei Turbomaschinen werden die Hersteller der Lager immer wieder vor neue Probleme gestellt. Da es sich bei solchen Lagern um rasch umlaufende Maschinenteile bei sehr grossen Wellen oder Läufergewichten handelt, sind die Grenzen der erfüllbaren Forderungen sehr eng abgesteckt. Neben den Anforderungen zur Kühlung der Lagerschuhe bzw. des Kühlmittels, ist auch die Laufruhe der Maschine ein Kriterium welches die Lagerbauart beeinflusst.
Es ist in diesem Zusammenhang bekannt, durch in einem Lagergehäuse an pneumatischen oder hydraulischen Zylindern aufgehängte Lagerkörper die kritischen Drehzahlen der Läufer bzw. des schweren Maschinenteils zu beeinflussen.
In der Praxis haben aber solche Lager auf die Laufruhe der Läufer nur einen zufälligen und nicht vorherbestimmbaren Einfluss. Denn die Dämpfungseigenschaften werden neben den Einflüssen aus der Wellengeometrie, Steifigkeit und Wuchtgüte auch von den Parametern des Lagers bestimmt.
Dazu gehören die Lagerbauart, die Belastung, die Drehzahl der Welle, die erreichbaren Spiele und nicht zuletzt die Zähigkeit des Schmierfilms. Als Ursache für das praktische Versagen bekannter Lagerbauarten mit Dämpfungs-Einrichtungen, ist entweder das Auftreten Coulomb'scher Reibung anzusehen oder die sich zeitlich, also im Betrieb fortwährend verändernden Bedingungen am Schmierspalt bzw. Lagerschuh.
Die Erfindung hat daher die Aufgabe ein Gleitlager zu schaffen, bei dem Wellenvibrationen gedämpft oder Resonanzen aus dem Arbeitsbereich des Lagers verschoben werden können.
Die Lösung dieser Aufgabe ist erfindungsgemäss dadurch ausgezeichnet, dass die Pfanne als Kolben eines hydraulischen Zylinders ausgebildet ist, der im Lagergehäuse über eine Führung und Einstelleinrichtung befestigbar ist, wobei im Inneren des Zylinders elastische Lamellen mit Nuten und Durchlässen angeordnet sind, die über eine Ausgleich-Bohrung mit dem Schmierspalt des jeweiligen Lagerschuhes verbunden sind.
Die Vorteile dieser Lagerabstützung liegen eindeutig darin, dass das aus gekapselten Einzelelementen gebildete Abstützglied des Zylinders in seinem Schwingungsverhalten exakt bestimmbar ist. Durch geeignete Auswahl der Federcharakteristik der Lamellen und des Dämpfungsgrades ist das Verhalten des einzelnen Lagerkörpers und somit des Lagers hinsichtlich der von der Welle aufgezwungenen Schwingungen auf einfache Weise zu beeinflussen. Die gekapselten Zylinder können zudem ohne Änderung auf die übrige Konstruktion des Lagers mit unterschiedlichsten Charakteristiken hergestellt werden und bei Bedarf in das Lagergehäuse eingesetzt und ausgetauscht werden. Durch Austauschen der Zylinder lässt sich selbst nach längerem Betrieb die Laufruhe einer durch den Betrieb beanspruchten Welle verbessern.
Auch während der Planungsphase solcher Maschinen ergibt sich eine vorteilhafte Wirkung, da die Beschränkung der Bauarten wegen Rücksichtnahme auf kritische Drehzahlen grösstenteils entfallen kann.
Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung ist in der Zeichnung dargestellt und wird nachfolgend näher erläutert.
Es zeigt:
Fig. 1 einen Querschnitt durch ein Lager,
Fig. 2 ein Detail an einem Lagerschuh.
Das Lager besteht im wesentlichen aus dem Lagergehäuse 1 mit einem Ober- 2 und Unterteil 3 und den segmentartigen Lagerschuhen 4. Im Unterteil 3 des Lagergehäuses 1 sind zwei Lagerschuhe 4 untergebracht, wobei deren Abstützungsachse jeweils um ca. 45 gegenüber der horizontalen Achsebene verdreht angeordnet sind. Im Oberteil 2 des Lagergehäuses 1 ist ein Lagerschuh 4 vorgesehen dessen Abstützungsachse zweckmässigerweise mit der vertikalen Achsebene des Lagers zusammenfällt. Die Lagerschuhe weisen an der äusseren Umfangs-Segmentfläche vorspringende Zapfen 5 mit einer sphärischen Auflagefläche 6 auf. An diesen Auflageflächen 6 liegt die Pfanne 7 des Zylinders 8 an, der in einer Führung 9 des Lagergehäuses 1 angeordnet ist.
Der Zylinder 8 der beiden Lagerschuhe 4 im Unterteil 3 weist einen abgeschrägten Boden 10 auf, der auf einer mit dem Boden 10 korrespondierenden Keilfläche 12 die Einstelleinrichtung aufliegt, die im wesentlichen aus dem Gleitstein 11 besteht. Der Gleitstein 11 ist durch nicht dargestellte Mittel im Lagergehäuse 1 fixierbar, was leicht durch Klemmen oder Keile, aber auch durch Hydraulikzylinder erfolgen kann.
Der Lagerschuh 4 des Lagergehäuses 1 im Oberteil 2, dem bei schweren Rotoren eher die Funktion einer Amplitudenbegrenzung der Wellenschwingung zukommt, wird in gleicher Weise über einen Zylinder 8 am Lagergehäuse 1 abgestützt, jedoch wird anstatt der robusten Gleitsteine 11 hier ein einfacher Schraubenbolzen 13 für die Justierung und Fixierung des Zylinders 8 im Lagergehäuse 1 vorgezogen.
In den Lagerschuhen 4 und im Lagergehäuse 1 sind noch Bohrungen 14 für die Zufuhr des Schmiermittels zu den Laufflächen 15 der Lagerschuhe 4 vorgesehen. Diese beim Ausführungsbeispiel durchwegs als Bohrungen 14 ausgeführten Zuleitungen können ohne weiteres durch flexible Schläuche oder andere Rohrleitungen ersetzt werden.
Das Schmiermittel wird über die Bohrungen 14 von einer nicht dargestellten Pumpe in den Ringkanal 16 an der Pfanne 7 gebracht, von wo es über mehrere zentrische Bohrungen 17, die an der sphärischen Auflagefläche 6 der Pfanne 7 münden, zu den einzelnen Zapfen 5 bzw. den Lagerschuhen 4 gelangt.
An einer einlaufseitigen Tasche 18 des Lagerschuhs 4 tritt das Schmiermittel aus einer weiteren Bohrung 19 aus und gelangt in den Schmierspalt 20 zwischen Welle 21 und Lagerschuh 4.
An der Lauffläche 15 des Lagerschuhs 4 mündet eine Ausgleichsbohrung 22, die mit dem Innenraum 23 des Zylin ders 8 verbunden ist. Über diese Ausgleichsbohrung 22 gelangt das Schmiermittel zwischen die Lamellen 24 (Fig. 2) und bringt aufgrund der direkten Übertragung der Druck schwankungen des Schmiermittels vom Schmierspalt 20 in die
Zwischenräume 25 der Lamellen 24 und der Dämpfungswirkung, die als Kolben ausgebildete Pfanne 7 im Zylinder 8 ständig in eine ausgleichende Lage.
Auch die Vibrationsenergie wird durch die Quetscharbeit zwischen den Lamellen 24 vernichtet, wodurch eine zusätzliche stabilisierende Wirkung eintritt.
In Fig. 2 ist der Aufbau des Zylinders 8 in grösserem Massstab dargestellt, wobei für gleiche Teile entsprechende Bezugszeichen wie in Fig. 1 eingesetzt wurden.
Der Zapfen 5 am Lagerschuh 4 liegt mit seiner Auflagefläche 6 in der Pfanne 7 auf, die eine korrespondierende Aufla gefläche 6 aufweist. Der Radius der Auflageflächen 6 am Zapfen 5 ist vorteilhaft so gewählt, dass dessen Drehpunkt im Bereich des durch die Sehne des Lagerschuhes bestimmten Kreisabschnittes liegt. Daraus ergibt sich die während des Anfahrens günstige Wirkung des zur Drehrichtung und Drehzahl komplementären Kippwinkels des Lagerschuhes 4.
Im Zylinder 8 ist die Pfanne 7 als Kolben eingesetzt, die mit einer zur Ausgleichsbohrung 22 korrespondierenden Bohrung 30 für das Schmiermittel zum Innenraum 23 des Zylinders 8 ausgestattet ist. An der Pfanne 7 sind die Lamellen 24 mittels eines Drehbolzens 26 befestigt, wobei der Drehbolzen 26 eine Zentrumsbohrung 27 für die Leitung des Schmiermittels zum Innenraum 23 aufweist. Das nahe dem Boden 10 austretende Schmiermittel gelangt in die Zwischenräume 25 der Lamellen 24, die untereinander durch blendartige Durchlässe 28 verbunden sind. Das durch Dämpfungsarbeit erwärmte Schmiermittel fhesst über die dazu ausgerüstete Leckagefläche 29 zwischen Pfanne 7 und Zylinder 8 in den Innenraum des Unterteils 3 des Lagergehäuses 1 ab, von wo es nach entsprechender Aufbereitung in den Schmiermittelkreislauf wieder eingeführt wird.
Die Lamellen 24 sind als federnde Elemente in der Art einer Tellerfeder ausgelegt, so dass die Dämpfungswirkung der Durchlässe 28 durch die hydraulische Quetscharbeit am Schmiermittel und die mechanische Reibungsarbeit zwischen den Lamellen 24 unterstützt wird.
Die Lamellen 24 können daher mit unterschiedlichsten Federcharakteristiken und auch verschiedenen Dämpfungskonstanten der Durchlässe 28 ausgerüstet werden. Aber auch das mechanische Verhalten in bezug auf die Eigenfrequenz ist bei der Herstellung einfach beeinflussbar. Aufgrund dieser Tatsache lässt sich die Auswirkung der leicht austauschbaren Zylinder 8 auf das dynamische Verhalten der zu lagernden Wellen 21 bestens bestimmen.
Zweckmässigerweise werden die Zylinder 8 samt Pfanne 7, Lamellen 24 und Dehnbolzen 26 in der Art von Patronen ausgeführt, deren Eigenschaften vorher bestimmbar sind, so dass sie bei Auftreten eines spezifischen Schwingungsverhaltens am Wellenstrang speziell abgestimmt eingesetzt werden können. Bei geeigneter Ausbildung des Lagergehäuses 1 ist es teilweise möglich, ohne Abheben des Oberteils 2 die Zylinder 8 auszutauschen und den Betrieb nach kurzer Zeit wieder aufzunehmen.
Es liegt auch im Rahmen der vorliegenden Erfindung, anstatt des zu einer Einheit vereinigten Dämpfungs-Federungs-Zylinders 8, einen entlüftbaren Dämpferkolben mit definierter Durchströmung des Schmiermittels an einer davon abgespaltenen, aber mit dem Dämpferkolben zusammenwirkenden Federauflage vorzusehen, die ihrerseits die statische Last und Vibrationsamplituden des Wellenstranges aufnimmt.
The invention relates to a plain bearing with several segment-like arranged bearing shoes for heavy rotating machine parts, the bearing shoes of which are supported in a bearing housing, the bearing shoes having a spherical bearing surface on the side facing away from the running surface, which corresponds to a socket arranged on the bearing housing and in the bearing housing and holes and lines for feeding the lubricant into the lubrication gap are provided in the bearing shoes.
Due to the increasing enlargement of the unit power in turbo machines, the manufacturers of the bearings are constantly faced with new problems. Since such bearings are rapidly rotating machine parts with very large shafts or rotor weights, the limits of the requirements that can be met are very narrow. In addition to the requirements for cooling the bearing shoes or the coolant, the smooth running of the machine is also a criterion that influences the type of bearing.
In this context, it is known to influence the critical speeds of the rotors or of the heavy machine part by means of bearing bodies suspended from pneumatic or hydraulic cylinders in a bearing housing.
In practice, however, such bearings only have a random and unpredictable influence on the smoothness of the runner. Because the damping properties are determined not only by the influences of the shaft geometry, rigidity and balance quality, but also by the parameters of the bearing.
These include the type of bearing, the load, the shaft speed, the achievable clearances and, last but not least, the viscosity of the lubricating film. The cause of the practical failure of known bearing designs with damping devices is either the occurrence of Coulomb friction or the conditions at the lubrication gap or bearing shoe that change over time, i.e. during operation.
The invention therefore has the task of creating a plain bearing in which shaft vibrations can be dampened or resonances can be shifted out of the working range of the bearing.
The solution to this problem is characterized according to the invention in that the socket is designed as a piston of a hydraulic cylinder, which can be fastened in the bearing housing via a guide and adjusting device, elastic lamellae with grooves and passages being arranged in the interior of the cylinder, which are Bore are connected to the lubrication gap of the respective bearing shoe.
The advantages of this bearing support are clearly that the support member of the cylinder, which is made up of encapsulated individual elements, can be precisely determined in terms of its vibration behavior. By suitable selection of the spring characteristics of the lamellas and the degree of damping, the behavior of the individual bearing body and thus of the bearing with regard to the vibrations imposed by the shaft can be influenced in a simple manner. The encapsulated cylinders can also be manufactured with the most varied of characteristics without changing the rest of the construction of the bearing and, if necessary, inserted into the bearing housing and exchanged. By exchanging the cylinders, the smoothness of a shaft that is stressed by operation can be improved even after prolonged operation.
There is also an advantageous effect during the planning phase of such machines, since the restriction of the types due to consideration of critical speeds can largely be dispensed with.
An embodiment of the invention is shown in the drawing and is explained in more detail below.
It shows:
1 shows a cross section through a bearing,
Fig. 2 shows a detail of a bearing shoe.
The bearing consists essentially of the bearing housing 1 with an upper 2 and lower part 3 and the segment-like bearing shoes 4. In the lower part 3 of the bearing housing 1, two bearing shoes 4 are housed, their support axes being rotated by about 45 relative to the horizontal axis plane . In the upper part 2 of the bearing housing 1, a bearing shoe 4 is provided whose support axis expediently coincides with the vertical axis plane of the bearing. The bearing shoes have projecting pins 5 with a spherical bearing surface 6 on the outer circumferential segment surface. The socket 7 of the cylinder 8, which is arranged in a guide 9 of the bearing housing 1, rests on these bearing surfaces 6.
The cylinder 8 of the two bearing shoes 4 in the lower part 3 has a beveled base 10, which rests on a wedge surface 12 corresponding to the base 10, the adjusting device, which essentially consists of the sliding block 11. The sliding block 11 can be fixed in the bearing housing 1 by means not shown, which can easily be done by clamps or wedges, but also by hydraulic cylinders.
The bearing shoe 4 of the bearing housing 1 in the upper part 2, which has the function of limiting the amplitude of the shaft oscillation in heavy rotors, is supported in the same way via a cylinder 8 on the bearing housing 1, but instead of the robust sliding blocks 11, a simple screw bolt 13 is used here for the Adjustment and fixing of the cylinder 8 in the bearing housing 1 is preferred.
In the bearing shoes 4 and in the bearing housing 1, bores 14 for the supply of the lubricant to the running surfaces 15 of the bearing shoes 4 are also provided. These feed lines, which are consistently designed as bores 14 in the exemplary embodiment, can easily be replaced by flexible hoses or other pipelines.
The lubricant is brought via the bores 14 by a pump, not shown, into the annular channel 16 on the pan 7, from where it is fed via several central bores 17 which open onto the spherical bearing surface 6 of the pan 7 to the individual pins 5 or the Bearing shoes 4 reached.
At an inlet-side pocket 18 of the bearing shoe 4, the lubricant emerges from a further bore 19 and enters the lubrication gap 20 between the shaft 21 and the bearing shoe 4.
On the running surface 15 of the bearing shoe 4 opens a compensating bore 22 which is connected to the interior 23 of the cylinder 8. Via this compensating bore 22, the lubricant passes between the lamellae 24 (FIG. 2) and, due to the direct transfer of the pressure, brings the lubricant from the lubrication gap 20 into the
Interstices 25 of the lamellae 24 and the damping effect, the pan 7 in the cylinder 8, which is designed as a piston, is constantly in a balancing position.
The vibration energy is also destroyed by the squeezing work between the lamellae 24, as a result of which an additional stabilizing effect occurs.
In FIG. 2, the structure of the cylinder 8 is shown on a larger scale, with the same reference numerals as in FIG. 1 being used for the same parts.
The pin 5 on the bearing shoe 4 rests with its support surface 6 in the pan 7, which has a corresponding Aufla gefläche 6. The radius of the bearing surfaces 6 on the pin 5 is advantageously chosen such that its pivot point lies in the area of the circular segment determined by the chord of the bearing shoe. This results in the beneficial effect of the tilt angle of the bearing shoe 4, which is complementary to the direction of rotation and speed, during the start-up.
In the cylinder 8, the socket 7 is used as a piston, which is equipped with a bore 30 corresponding to the compensating bore 22 for the lubricant to the interior 23 of the cylinder 8. The lamellae 24 are fastened to the pan 7 by means of a pivot pin 26, the pivot pin 26 having a center bore 27 for the line of the lubricant to the interior 23. The lubricant emerging near the bottom 10 reaches the spaces 25 of the lamellae 24, which are connected to one another by glare-like passages 28. The lubricant heated by the damping work flows through the leakage surface 29 equipped for this purpose between the pan 7 and the cylinder 8 into the interior of the lower part 3 of the bearing housing 1, from where it is reintroduced into the lubricant circuit after appropriate preparation.
The lamellae 24 are designed as resilient elements in the manner of a plate spring, so that the damping effect of the passages 28 is supported by the hydraulic squeezing work on the lubricant and the mechanical friction work between the lamellae 24.
The lamellae 24 can therefore be equipped with a wide variety of spring characteristics and also different damping constants of the passages 28. But the mechanical behavior with regard to the natural frequency can also be easily influenced during manufacture. On the basis of this fact, the effect of the easily exchangeable cylinder 8 on the dynamic behavior of the shafts 21 to be supported can be determined in the best possible way.
The cylinders 8 together with the pan 7, lamellae 24 and expansion bolts 26 are expediently designed in the manner of cartridges, the properties of which can be determined beforehand so that they can be used in a specially coordinated manner when a specific vibration behavior occurs on the shaft assembly. With a suitable design of the bearing housing 1, it is partly possible to exchange the cylinders 8 without lifting the upper part 2 and to resume operation after a short time.
It is also within the scope of the present invention, instead of the damping-suspension cylinder 8 combined into one unit, to provide a ventable damper piston with a defined flow of the lubricant on a spring support which is split off but interacts with the damper piston and which in turn controls the static load and vibration amplitudes of the shaft strand.