EP2414637A2 - Rotor für eine strömungsmaschine - Google Patents

Rotor für eine strömungsmaschine

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Publication number
EP2414637A2
EP2414637A2 EP10715754A EP10715754A EP2414637A2 EP 2414637 A2 EP2414637 A2 EP 2414637A2 EP 10715754 A EP10715754 A EP 10715754A EP 10715754 A EP10715754 A EP 10715754A EP 2414637 A2 EP2414637 A2 EP 2414637A2
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
shaft
rotor
longitudinal bearing
bearing disc
contact surface
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Withdrawn
Application number
EP10715754A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Wolfgang Zacharias
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Siemens AG
Original Assignee
Siemens AG
Siemens Corp
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Siemens AG, Siemens Corp filed Critical Siemens AG
Publication of EP2414637A2 publication Critical patent/EP2414637A2/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D5/00—Blades; Blade-carrying members; Heating, heat-insulating, cooling or antivibration means on the blades or the members
    • F01D5/02—Blade-carrying members, e.g. rotors
    • F01D5/06—Rotors for more than one axial stage, e.g. of drum or multiple disc type; Details thereof, e.g. shafts, shaft connections
    • F01D5/066—Connecting means for joining rotor-discs or rotor-elements together, e.g. by a central bolt, by clamps
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D25/00—Component parts, details, or accessories, not provided for in, or of interest apart from, other groups
    • F01D25/16—Arrangement of bearings; Supporting or mounting bearings in casings
    • F01D25/166—Sliding contact bearing
    • F01D25/168—Sliding contact bearing for axial load mainly
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C32/00—Bearings not otherwise provided for
    • F16C32/04—Bearings not otherwise provided for using magnetic or electric supporting means
    • F16C32/0406—Magnetic bearings
    • F16C32/044—Active magnetic bearings
    • F16C32/0459—Details of the magnetic circuit
    • F16C32/0468—Details of the magnetic circuit of moving parts of the magnetic circuit, e.g. of the rotor
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
    • F16D1/00—Couplings for rigidly connecting two coaxial shafts or other movable machine elements
    • F16D1/06—Couplings for rigidly connecting two coaxial shafts or other movable machine elements for attachment of a member on a shaft or on a shaft-end
    • F16D1/08—Couplings for rigidly connecting two coaxial shafts or other movable machine elements for attachment of a member on a shaft or on a shaft-end with clamping hub; with hub and longitudinal key
    • F16D1/0876—Couplings for rigidly connecting two coaxial shafts or other movable machine elements for attachment of a member on a shaft or on a shaft-end with clamping hub; with hub and longitudinal key with axial keys and no other radial clamping
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C32/00—Bearings not otherwise provided for
    • F16C32/04—Bearings not otherwise provided for using magnetic or electric supporting means
    • F16C32/0406—Magnetic bearings
    • F16C32/044—Active magnetic bearings
    • F16C32/0474—Active magnetic bearings for rotary movement
    • F16C32/0476—Active magnetic bearings for rotary movement with active support of one degree of freedom, e.g. axial magnetic bearings

Definitions

  • the invention relates to a rotor for a turbomachine with a shaft and arranged thereon
  • Longitudinal bearing disc as an element for a thrust bearing for axial bearing of the shaft.
  • turbomachine such as a gas or steam turbine or a turbocompressor
  • working members are arranged, for example, in the form of paddle wheels, by which a stationary pressure difference between an inlet and outlet of the turbomachine is built up or broken down.
  • the thrust bearing comprises a longitudinal bearing disc, which is part of the rotor, and bearing elements on the stator, on which the longitudinal bearing disc - supported by magnetic forces or by oil-guided sliding - depending on the type of bearing.
  • turbomachine in particular in the industrial sector, is in contact with aggressive gases, for example when compressing gases containing hydrogen sulphide, the working elements and also the longitudinal bearing disk become chemically attacked, so that their strength is impaired.
  • aggressive gases for example when compressing gases containing hydrogen sulphide
  • steels that are not corroded by hydrogen sulphide have a maximum strength of only 700 N / mm 2 .
  • turbomachines that communicate with hydrogen sulphide or similar aggressive gases can only be operated at lower speeds than machines that are not designed to handle such aggressive chemical gases.
  • a rotor of the type mentioned in which the longitudinal bearing disc according to the invention has a first, cylindrical contact surface for radial mounting on the shaft and a second, conical contact surface for self-centering on the shaft.
  • the invention is based on the consideration that longitudinal bearing discs are mounted in the known embodiment by means of a hydraulic shrinkage bandage on the shaft of the rotor.
  • the longitudinal bearing plate is hydraulically expanded and pushed onto a slightly conical contact surface of the shaft against a stop.
  • a shaft nut holds the shrunk longitudinal bearing disc axially in position. So that the longitudinal bearing disc does not slip on the contact surface of the shaft, it must also be strong
  • the longitudinal bearing disc By the first, cylindrical contact surface, the longitudinal bearing disc can be held radially in position and thus an imbalance can be avoided.
  • the contact surface serves to transmit the tangential forces from the longitudinal bearing disk to the shaft so that it does not rotate relative to the shaft.
  • the longitudinal bearing disk is expediently pressed by a shaft nut with its conical contact surface against a counter surface of the shaft or of a component fastened to it.
  • the turbomachine is advantageously a turbomachine, in particular a turbocompressor.
  • the invention is particularly advantageous to such
  • Longitudinal washer applicable which is part of a magnetic bearing. Due to the magnetic bearing, the longitudinal bearing disk is made relatively large and thus heavily loaded mechanically at high revolutions. Due to the magnetic bearing a particularly low-friction storage can be achieved.
  • the conical contact surface serves to self-center the longitudinal bearing disc on the shaft.
  • the conical bearing surface does not directly adjoin the first, cylindrical abutment surface, in order to avoid a sharp edge which causes the shaft to slip when pushed on
  • the two contact surfaces are expediently spaced from each other, for example by a flat intermediate surface, such as a chamfer, or may be connected by a rounding.
  • the second contact surface rebound conical to the radial compression of the longitudinal bearing disc is the second contact surface rebound conical to the radial compression of the longitudinal bearing disc.
  • the conical bearing surface and its counter surface can be designed as a Hirth connection.
  • this embodiment has the disadvantage that it is associated with a high production cost. It is therefore a conical shape in the form of a frustoconical surface is preferred in which a force transmission from the contact surface to the mating surface by a frictional connection, ie by static friction.
  • the force with which the longitudinal bearing disc is pressed at its conical contact surface against the counter surface is chosen to be so large that the resulting force on the contact surface by friction moments can transmit the necessary starting moments without sliding the second contact surface on its counter surface.
  • the second contact surface with an angle of inclination to the radial direction of the shaft between 5 ° and
  • Inclination angle the forces occurring can be adjusted to the particular case of need.
  • the longitudinal bearing disc is mounted so that with increasing speed an increasing bearing force acts on the second bearing surface.
  • This can be achieved in particular by the recessed conicity of the second contact surface.
  • With increasing speed leads the increasing Radial force to an increasing contact pressure of the second contact surface against its counter surface, whereby the transmittable torque is increased, which is generated by friction effect of the two contact surfaces together.
  • a temperature increase of the longitudinal bearing disc leads to an increasing bearing force of the second contact surface.
  • a decrease in frictional forces on the contact surfaces can be counteracted thereby.
  • the longitudinal bearing disc is mounted stress-free on the shaft with the first contact surface.
  • the longitudinal bearing disc can be mechanically protected and thus driven at high speeds. A lack of tension is given if the longitudinal bearing disc can be pushed by hand onto the shaft for supporting the first contact surface on its corresponding counter surface.
  • a safe installation of the longitudinal bearing disc and safe operation of the rotor can be achieved when the second
  • Abutment surface abuts a conical counter surface, which is incorporated in the shaft.
  • the conical counter surface is thus directly part of the shaft, so that a wave ring or a similar component can be omitted.
  • the second contact surface is an end face of the bearing disk, wherein an end face is understood to mean a surface having an inclination of less than 45 ° to the radial direction of the shaft.
  • an anti-rotation lock is expediently provided which predetermines a fixed tangential position of the longitudinal bearing disc on the shaft.
  • the anti-rotation can also during the
  • the rotor is equipped with an anti-rotation device, which holds the longitudinal bearing disc by a positive connection in a tangential target position. A change of balancing states after disassembly and reassembly can be avoided.
  • the positive connection can be made directly between the longitudinal bearing disc and shaft, for example by a tongue and groove connection in or near the first contact surface.
  • a recess of a radially inwardly facing surface of the longitudinal bearing disc By a recess of a radially inwardly facing surface of the longitudinal bearing disc, however, the longitudinal bearing disc is not significantly affected in their strength. It is therefore advantageous if a positive locking element of the anti-rotation device engages in an end face of the longitudinal bearing disk. A recess in the end face leads to a significantly lower mechanical stress on the foot of the
  • the end face is arranged opposite the second contact surface.
  • the second contact surface can be designed to be free from interferences and entirely based on friction transmission.
  • the anti-rotation comprises an anti-rotation ring, which at least indirectly has a positive connection with the longitudinal bearing disc and in the same direction at least indirectly has a positive connection with the shaft.
  • a positive power transmission from the longitudinal bearing disc on the anti-rotation ring can be continued in a simple manner in the same direction, for example in the tangential direction to the shaft.
  • a Production of the elements can be kept simple, if the two form-fitting are each formed by a positive locking element which engages in the form-fitting connected elements.
  • the positive connection between the anti-rotation ring and the shaft is suitably achieved by a feather key which engages in a groove of the anti-rotation ring and the shaft.
  • two positive locking elements are expediently provided for each of the two form-fitting.
  • the feather key and the interlocking element are expediently arranged tangentially offset from each other, with two interlocking elements and two feather keys, which are advantageously mounted opposite each other, interlocking elements and feather keys are advantageously arranged at an angle of 90 ° to each other.
  • the rotor expediently comprises a spring means for cushioning bearing forces on the second contact surface.
  • the spring means may receive its spring action through a recess which is compressed in a resilient movement.
  • the recess may be on the longitudinal bearing disk or in the component that the mating surface forms the conical contact surface of the longitudinal bearing disk, in particular directly in the shaft.
  • FIGURE shows a section of a section of a rotor 2 of a turbomachine in the form of a
  • the rotor 2 comprises a shaft 6 extending in the axial direction 4, on which a longitudinal bearing disc 8 is mounted.
  • the longitudinal bearing disc 8 is part of a Axial bearings 10, of which two magnetic poles 12 are schematically indicated for better understanding, which support the longitudinal bearing disc 8 in the axial direction 4.
  • the thrust bearing 10 is thus a magnetic bearing for holding the shaft 6 in an intended axial position.
  • the longitudinal bearing disc 8 is provided with a first, hollow-cylindrical bearing surface 14 which rests on a likewise cylindrical counter-surface 16 of the shaft 6.
  • the bearing formed by the contact surface 14 and the mating surface 16 holds the longitudinal bearing disk in the radial direction 18 without play on the shaft 6.
  • the longitudinal bearing disk 8 has a first end face 20 and a second end face opposite it, which is designed as a second and conical contact surface 22.
  • the contact surface 22 abuts against a counter surface 24, which is incorporated directly into the material of the shaft 6.
  • the contact surface 22 is provided with an inclination angle ⁇ of 25 °, wherein the contact surface 22 is designed to spring back, so that the counter surface 24, the longitudinal support disk i in the region of the contact surface 22 a piece far overlaps.
  • the longitudinal bearing disc 8 is compressed in an axial bracing of the longitudinal bearing disc 8 and pressed against a centrifugal force on the shaft 8. Due to the conicity of the contact surface 22, a self-centering of the longitudinal bearing disc 8 is effected on the shaft 6, which supports the centering of the longitudinal bearing disc 8 by the systems of the surfaces 14, 16.
  • a chamfer 26 is incorporated between the two contact surfaces 14, 22, wherein a rounding between the contact surfaces 14, 22 is useful.
  • a cavity 28 in the shaft material leads to a
  • a shaft nut 32 which is positively connected by a thread 34 with the shaft 6, is braced for mounting the longitudinal bearing disc 8 against a Verstonêtsring 36 which presses the longitudinal bearing disc with its contact surface 22 against the corresponding counter surface 24.
  • a biasing force F v applied by the shaft nut 32 is chosen to be so large that the normal force F N resulting from an axial force F AX and the inclination angle ⁇
  • a recess 38 is inserted into the shaft 8.
  • the recess surrounds the shaft 6 all around and thus forms a slightly elastic web 40, the pressure of the two contact surfaces 22, 24 to each other on a limited material harmless size.
  • a mounting or dismounting of the longitudinal bearing disc 8 can be done in a simple manner by the longitudinal bearing disc 8 is pushed by hand on the shaft 6 or withdrawn from this.
  • the longitudinal bearing disc 8 should sit again in its original tangential position on the shaft 6 in a new assembly. To ensure this, between the shaft nut 32 and the longitudinal bearing disc 8 of
  • Anti-rotation ring 36 is arranged, which has two positive locking elements 42 in the form of bolts in
  • the form-fit elements 42 of which only one is shown for the sake of clarity, the other is offset from the rotation axis 44 of the shaft 6, so they engage in the end face 20 of the longitudinal bearing disk 8, so that the contact surface 14 of the longitudinal bearing disk 8 unimpaired.
  • Both the anti-rotation ring 36 and the shaft 6 are provided with a groove 46 and 48, respectively, held in position tangentially to each other via a key 50 made of a rectangular steel. In this way, between the shaft 6 and the longitudinal bearing disc 8 an indirect positive connection is made such that the longitudinal bearing disc 8 is mounted in the tangential direction only in a preset position and remains in this position.
  • the feather key 50 is provided in a double version, wherein both feather keys 50 are also arranged with respect to the axis of rotation 44 opposite.
  • the feather keys 50 are offset from the interlocking elements 42 in the tangential direction 90 °. They are merely drawn to simplify the figures in the same sectional plane in order to dispense with a further sectional view through the rotor 2 rotated by 90 ° about the rotation axis 44 can.
  • the interlocking element 42 and the feather key 50 can be designed as an additional safeguard against a tangential rotation of the longitudinal bearing disk 8 on the shaft 6.

Landscapes

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  • Mechanical Engineering (AREA)
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Abstract

Die Erfindung geht aus von einem Rotor (2) für eine Strömungsmaschine mit einer Welle (6) und einer darauf angeordneten Längslagerscheibe (8) als Element für ein Axiallager zur axialen Lagerung der Welle (6). Es wird vorgeschlagen, dass die Längslagerscheibe (8) eine erste, zylindrische Anlagefläche (14) zur radialen Lagerung auf der Welle (6) und eine zweite, konische Anlagefläche (22) zur Selbstzentrierung auf der Welle (6) aufweist. Es kann ein Rotor für eine Strömungsmaschine erreicht werden, der sowohl für den Betrieb mit chemisch aggressiven Gasen ausgelegt ist als auch mit hohen Drehzahlen im Bereich von über 10.000 U/min betrieben werden kann.

Description

Beschreibung
Rotor für eine Strömungsmaschine
Die Erfindung betrifft einen Rotor für eine Strömungsmaschine mit einer Welle und einer darauf angeordneten
Längslagerscheibe als Element für ein Axiallager zur axialen Lagerung der Welle.
Auf einer Welle einer Strömungsmaschine, wie einer Gas- oder Dampfturbine oder eines Turboverdichters, sind Arbeitsorgane beispielsweise in Form von Schaufelrädern, angeordnet, durch die ein stationärer Druckunterschied zwischen einem Ein- und Auslauf der Strömungsmaschine auf- oder abgebaut wird. Durch den Betrieb der Arbeitsorgane wird eine hohe Kraft in
Axialrichtung der Welle auf die Welle übertragen, die von einem Axiallager aufgenommen wird. Das Axiallager umfasst eine Längslagerscheibe, die Teil des Rotors ist, und Lagerelementen am Stator, an denen sich die Längslagerscheibe - je nach Lagerart durch Magnetkräfte oder durch ölgeführtes Gleiten - abstützt.
Bei industriellen Strömungsmaschinen, insbesondere bei solchen, die in der chemischen Industrie verwendet werden, werden mitunter Drehzahlen im Bereich von mehreren 10.000 Umdrehungen pro Minute benötigt. Solche hohe Drehzahlen verlangen eine enorme Festigkeit sowohl von den Arbeitsorganen als auch von der Längslagerscheibe, die zur Aufnahme und Weitergabe eines hohen Axialschubs einen relativ großen Radius aufweist und daher hohen Fliehkräften ausgesetzt ist. Um die geforderte hohe Festigkeit zu gewährleisten werden üblicherweise hochlegierte Stähle mit einer Streckgrenze um 1000 N/mm2 verwendet.
Kommt eine Strömungsmaschine, insbesondere im industriellen Bereich, mit aggressiven Gasen in Verbindung, beispielsweise beim Verdichten von schwefelwasserstoffhaltigen Gasen, werden die Arbeitsorgane und auch die Längslagerscheibe chemisch angegriffen, sodass ihre Festigkeit beeinträchtigt wird. Stähle, die von Schwefelwasserstoff nicht korrodiert werden, haben jedoch nur eine Festigkeit von maximal 700 N/mm2. Mit Schwefelwasserstoff oder ähnlich aggressiven Gasen in Verbindung kommende Strömungsmaschinen können daher nur mit geringeren Drehzahlen betrieben werden als solche Maschinen, die nicht für den Umgang solch aggressive chemische Gase ausgelegt sind.
Es ist eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung, einen Rotor für eine Strömungsmaschine anzugeben, der sowohl für den Betrieb mit chemisch aggressiven Gasen ausgelegt als auch mit hohen Drehzahlen im Bereich von über 10.000 U/min betrieben werden kann.
Diese Aufgabe wird durch einen Rotor der eingangs genannten Art gelöst, bei dem die Längslagerscheibe erfindungsgemäß eine erste, zylindrische Anlagefläche zur radialen Lagerung auf der Welle und eine zweite, konische Anlagefläche zur Selbstzentrierung auf der Welle aufweist.
Die Erfindung geht hierbei von der Überlegung aus, dass Längslagerscheiben in der bekannten Ausführung mittels eines hydraulischen Schrumpfverbands auf die Welle des Rotors montiert werden. Hierbei wird die Längslagerscheibe hydraulisch aufgeweitet und auf eine leicht konische Anlagefläche der Welle gegen einen Anschlag aufgeschoben. Eine Wellenmutter hält die aufgeschrumpfte Längslagerscheibe axial in Position. Damit die Längslagerscheibe nicht auf der Anlagefläche der Welle rutscht, muss sie auch bei starken
Fliehkräften noch in der Lage sein, ihren stabilen Presssitz auf der Anlagefläche zu erhalten, was bedingt, dass der Presssitz sehr fest sein muss. Hierdurch wird der Stahl der Längslagerscheibe sehr stark beansprucht.
Wird eine stabile Verbindung auch ohne einen Schrumpfsitz erreicht, so entfallen die von der Schrumpfung wirkenden Kräfte auf die Längslagerscheibe und diese kann ihre gesamte Festigkeit zum Halten der Fliehkräfte verwenden. Durch die Reduzierung der auftretenden Spannungen durch das Wegfallen der Spannungen aus dem Schrumpfsitz können zum Verdichten von Schwefelwasserstoff geeignete Werkstoffe für die Längslagerscheibe auch bei hohen Drehzahlen eingesetzt werden .
Durch die erste, zylindrische Anlagefläche kann die Längslagerscheibe radial in ihrer Position gehalten und somit eine Unwucht vermieden werden. Die zweite, konische
Anlagefläche dient zur Übertragung der tangentialen Kräfte von der Längslagerscheibe auf die Welle, damit diese nicht relativ zur Welle rotiert. Zum Übertragen der Kräfte wird die Längslagerscheibe zweckmäßigerweise von einer Wellenmutter mit ihrer konischen Anlagefläche gegen eine Gegenfläche der Welle oder eines auf ihr befestigten Bauteils gedrückt.
Die Strömungsmaschine ist vorteilhafter Weise eine Turbomaschine, insbesondere ein Turboverdichter. Die Erfindung ist besonders vorteilhaft auf eine solche
Längslagerscheibe anwendbar, die Teil eines Magnetlagers ist. Durch die Magnetlagerung ist die Längslagerscheibe relativ groß ausgeführt und somit bei hohen Umdrehungen stark mechanisch belastet. Durch die magnetische Lagerung kann eine besonders reibungsarme Lagerung erreicht werden.
Die konische Anlagefläche dient zur Selbstzentrierung der Längslagerscheibe auf der Welle. Die konische Anlagefläche grenzt zweckmäßigerweise nicht unmittelbar an die erste, zylindrische Anlagefläche an, um eine scharfe Kante zu vermeiden, die die Welle beim Aufschieben der
Längslagerscheibe auf die Welle verletzen könnte. Daher sind die beiden Anlageflächen zweckmäßigerweise voneinander beabstandet, beispielsweise durch eine ebene Zwischenfläche, wie eine Fase, oder können durch eine Rundung miteinander verbunden sein.
In einer vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung ist die zweite Anlagefläche rückspringend konisch zum radialen Zusammendrücken der Längslagerscheibe. Hierdurch wird ein Aufweiten der Längslagerscheibe bei zusammengepressten Anlageflächen vermieden, sodass die Längslagerscheibe mechanisch geschont wird. Das Zusammendrücken wirkt den
Fliehkräften entgegen und wirkt sich somit vorteilhaft auf die Festigkeit der Längslagerscheibe aus.
Zur gleichzeitigen Übertragung von Tangentialkräften können die konische Anlagefläche und ihre Gegenfläche als Hirth- verbindung ausgeführt sein. Diese Ausgestaltung hat allerdings den Nachteil, dass sie mit einem hohen Fertigungsaufwand verbunden ist. Es ist daher eine Konizität in Form einer Kegelstumpffläche bevorzugt, bei der eine Kraftübertragung von der Anlagefläche zur Gegenfläche durch einen Kraftschluss, also durch Haftreibung erfolgt. Die Kraft, mit der die Längslagerscheibe an ihrer konischen Anlagefläche gegen die Gegenfläche gedrückt wird, wird hierbei so groß gewählt, dass die resultierende Kraft an der Anlagefläche durch Reibmomente die notwendigen Anfahrmomente ohne ein Gleiten der zweiten Anlagefläche auf ihrer Gegenfläche übertragen kann.
Vorteilhafterweise ist die zweite Anlagefläche mit einem Neigungswinkel zur Radialrichtung der Welle zwischen 5° und
30° ausgeführt. Je größer der Neigungswinkel ist desto höher ist - bei gleicher Vorspannkraft - das Reibmoment zwischen
Anlagefläche und Gegenfläche, allerdings auch verbunden mit einer höheren mechanischen Beanspruchung der Längslagerscheibe und der Welle. Durch eine Optimierung des
Neigungswinkels können die auftretenden Kräfte auf den jeweiligen Bedarfsfall abgestimmt werden.
Zweckmäßigerweise ist die Längslagerscheibe so gelagert, dass mit steigender Drehzahl eine steigende Lagerkraft auf die zweite Anlagefläche wirkt. Dies kann insbesondere durch die rückspringende Konizität der zweiten Anlagefläche erreicht werden. Bei steigender Drehzahl führt die größer werdende Radialkraft zu einem größer werdenden Anpressdruck der zweiten Anlagefläche an ihre Gegenfläche, wodurch das übertragbare Moment vergrößert wird, das durch Reibwirkung der beiden Anlageflächen aneinander erzeugt wird.
Vorteilhafterweise führt eine Temperaturerhöhung der Längslagerscheibe zu einer steigenden Lagerkraft der zweiten Anlagefläche. Einem Abnehmen von Reibungskräften an den Anlageflächen kann hierdurch entgegengewirkt werden.
Außerdem ist es vorteilhaft, wenn die Längslagerscheibe mit der ersten Anlagefläche spannungsfrei auf der Welle gelagert ist. Die Längslagerscheibe kann mechanisch geschont und somit mit hohen Drehzahlen gefahren werden. Eine Spannungsfreiheit ist gegeben, wenn die Längslagerscheibe von Hand auf die Welle aufgeschoben werden kann zur Lagerung der ersten Anlagefläche an ihrer entsprechenden Gegenfläche.
Eine sichere Montage der Längslagerscheibe und ein sicherer Betrieb des Rotors kann erreicht werden, wenn die zweite
Anlagefläche an einer konischen Gegenfläche anliegt, die in die Welle eingearbeitet ist. Die konische Gegenfläche ist somit direkt ein Teil der Welle, sodass ein Wellenring oder ein ähnliches Bauteil entfallen kann.
Vorteilhafterweise ist die zweite Anlagefläche eine Stirnfläche der Lagerscheibe, wobei unter einer Stirnfläche eine Fläche mit einer Neigung von weniger 45° zur Radialrichtung der Welle verstanden wird.
Um eine Unwucht der Längslagerscheibe nach einer Demontage und einer erneuten Montage zu vermeiden, ist zweckmäßigerweise eine Verdrehsicherung vorhanden, die eine feste tangentiale Position der Längslagerscheibe auf der Welle vorgibt. Auch die Verdrehsicherung kann während des
Betriebs Tangentialkräfte, die beispielsweise beim Anfahren des Rotors oder durch Reibung der Längslagerscheibe im Lager erzeugt wird, aufnehmen. Es ist jedoch sinnvoll, dass die Verdrehsicherung möglichst klein ausgeführt ist, um die Stabilität der Längslagerscheibe nicht zu stark zu beeinträchtigen. Es ist daher vorteilhaft, wenn die zweite Anlagefläche zum Übertragen zumindest des überwiegenden Teils der Tangentialkräfte von der Welle auf die Längslagerscheibe vorgesehen ist. Der überwiegende Teil ist mehr als 50% der Tangentialkräfte .
In einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung ist der Rotor mit einer Verdrehsicherung ausgestattet, die die Längslagerscheibe durch einen Formschluss in einer tangentialen Sollposition hält. Eine Veränderung von Wuchtzuständen nach einer Demontage und erneuten Montage kann vermieden werden.
Der Formschluss kann direkt zwischen Längslagerscheibe und Welle erfolgen, beispielsweise durch eine Nut-Feder- Verbindung in oder in der Nähe der ersten Anlagefläche. Durch eine Ausnehmung einer radial nach innen weisenden Fläche der Längslagerscheibe wird jedoch die Längslagerscheibe in ihrer Festigkeit nicht unerheblich beeinträchtigt. Es ist daher vorteilhaft, wenn ein Formschlusselement der Verdrehsicherung in eine Stirnfläche der Längslagerscheibe eingreift. Eine Ausnehmung in der Stirnfläche führt zu einer erheblich geringeren mechanischen Beanspruchung des Fußes der
Längslagerscheibe bei hohen Umdrehungen. Zweckmäßigerweise ist die Stirnfläche gegenüber der zweiten Anlagefläche angeordnet. Die zweite Anlagefläche kann von Eingriffen frei und ganz auf Reibungsübertragung ausgelegt sein.
Vorteilhafterweise umfasst die Verdrehsicherung einen Verdrehsicherungsring, der zumindest mittelbar einen Formschluss mit der Längslagerscheibe und in gleicher Richtung zumindest mittelbar einen Formschluss mit der Welle aufweist. Eine formschlüssige Kraftübertragung von der Längslagerscheibe auf den Verdrehsicherungsring kann in einfacher Weise in gleicher Richtung, z.B. in Tangentialrichtung, zur Welle fortgesetzt werden. Eine Herstellung der Elemente kann einfach gehalten bleiben, wenn die beiden Formschlüsse jeweils durch ein Formschlusselement gebildet werden, das in die formschlüssig verbundenen Elemente eingreift. Der Formschluss zwischen dem Verdrehsicherungsring und der Welle wird zweckmäßigerweise durch eine Passfeder erreicht, die in eine Nut des Verdrehsicherungsrings und der Welle eingreift. Aus Gründen der Wucht sind für jeden der beiden Formschlüsse zweckmäßigerweise zwei Formschlusselemente vorgesehen.
Die Passfeder und das Formschlusselement sind zweckmäßigerweise tangential zueinander versetzt angeordnet, bei zwei Formschlusselementen und zwei Passfedern, die vorteilhafter Weise jeweils gegenüber gelagert sind, sind Formschlusselemente und Passfedern vorteilhafter Weise in einem Winkel von 90° zueinander angeordnet.
Bei einer starken Temperaturerhöhung kann es sein, dass sich die Längslagerscheibe besonders stark auch in Axialrichtung ausdehnt. Die zweite Anlagefläche drückt unter Umständen mit einer ungewünscht hohen Kraft gegen ihre Gegenfläche, sodass hierdurch eine hohe mechanische Beanspruchung entsteht. Um diese Beanspruchung zu mildern, umfasst der Rotor zweckmäßigerweise ein Federmittel zum Abfedern von Lagerkräften auf die zweite Anlagefläche. Das Federmittel kann seine Federwirkung durch eine Ausnehmung erhalten, die bei einer federnden Bewegung zusammengedrückt wird. Die Ausnehmung kann an der Längslagerscheibe oder in dem Bauteil sein, dass die Gegenfläche zur konischen Anlagefläche der Längslagerscheibe bildet, insbesondere direkt in der Welle.
Die Erfindung wird anhand eines Ausführungsbeispiels näher erläutert, das in einer Zeichnung dargestellt ist. Deren einzige Figur zeigt in einer Schnittdarstellung einen Ausschnitt eines Rotors 2 einer Turbomaschine in Form eines
Axialverdichters. Der Rotor 2 umfasst eine in Axialrichtung 4 verlaufende Welle 6, auf der eine Längslagerscheibe 8 befestigt ist. Die Längslagerscheibe 8 ist Teil eines Axiallagers 10, von dem zum besseren Verständnis zwei Magnetpole 12 schematisch angedeutet sind, die die Längslagerscheibe 8 in Axialrichtung 4 abstützen. Das Axiallager 10 ist somit ein Magnetlager zum Halten der Welle 6 in einer vorgesehenen axialen Position.
Die Längslagerscheibe 8 ist mit einer ersten, hohlzylindrischen Anlagefläche 14 versehen, die auf einer ebenfalls zylindrischen Gegenfläche 16 der Welle 6 aufliegt. Das durch die Anlagefläche 14 und die Gegenfläche 16 gebildete Lager hält die Längslagerscheibe in Radialrichtung 18 spielfrei auf der Welle 6. Die Längslagerscheibe 8 weist eine erste Stirnfläche 20 und eine ihr gegenüber liegende zweite Stirnfläche auf, die als zweite und konische Anlagefläche 22 ausgestaltet ist. Die Anlagefläche 22 liegt an einer Gegenfläche 24 an, die direkt in das Material der Welle 6 eingearbeitet ist.
Die Anlagefläche 22 ist mit einem Neigungswinkel α von 25° versehen, wobei die Anlagefläche 22 rückspringend ausgeführt ist, also so, dass die Gegenfläche 24 die Längslagerscheibe i im Bereich der Anlagefläche 22 ein Stück weit übergreift. Hierdurch wird die Längslagerscheibe 8 bei einem axialen Verspannen der Längslagerscheibe 8 zusammengedrückt und entgegen einer Fliehkraftwirkung auf die Welle 8 gepresst. Durch die Konizität der Anlagefläche 22 wird eine Selbstzentrierung der Längslagerscheibe 8 auf der Welle 6 bewirkt, die die Zentrierung der Längslagerscheibe 8 durch die Anlagen der Flächen 14, 16 unterstützt.
Um ein Anstoßen einer Kante der Längslagerscheibe 8 am Wellenmaterial zu vermeiden, ist zwischen den beiden Anlageflächen 14, 22 eine Fase 26 eingearbeitet, wobei auch eine Abrundung zwischen den Anlageflächen 14, 22 sinnvoll ist. Eine Aushöhlung 28 im Wellenmaterial führt zu einer
Verringerung von Belastungsspitzen im Material der Welle 6 bei einer hohen Anpresskraft der Längslagerscheibe 8 in Axialrichtung 4 gegen die Welle 6. Mit gleichem Zweck sind Aushöhlungen 30 beidseitig in die Längslagerscheibe 8 eingebracht, wobei die Aushöhlungen 28, 30 vorteilhafter Weise durch Berechnung nach der Finite-Elemente-Methode ausgeführt sind, um an der Wandung entlang der Aushöhlungen 28, 30 eine möglichst gleichmäßige Materialspannung zu bewirken .
Eine Wellenmutter 32, die durch ein Gewinde 34 formschlüssig mit der Welle 6 verbunden ist, wird zur Montage der Längslagerscheibe 8 gegen einen Verdrehsicherungsring 36 verspannt, der die Längslagerscheibe mit ihrer Anlagefläche 22 gegen die entsprechende Gegenfläche 24 drückt. Eine von der Wellenmutter 32 aufgebrachte Vorspannkraft Fv wird so groß gewählt, dass die aus einer Axialkraft FAX und dem Neigungswinkel α resultierende Normalkraft FN der
Anlagefläche 22 auf die Gegenfläche 24 eine so hohe Reibwirkung erzielt, dass die Längslagerscheibe 8 bei einem Anfahren des Rotors 2 nicht auf der Welle 6 in Tangentialrichtung verrutscht.
Bei steigender Drehzahl führt die größer werdende Radialkraft FR ZU einer noch größeren Normalkraft FN. Automatisch wird hierdurch das übertragbare Moment vergrößert, welches durch die Reibwirkung der Längslagerscheibe 8 an der Gegenfläche 24 erzeugt wird. Auch ein Temperaturanstieg in der
Längslagerscheibe 8 erzeugt durch die Ausdehnung der Längslagerscheibe 8 in Axialrichtung 4 eine höhere Normalkraft FN und damit ein höheres übertragbares Moment. Die resultierende Axialkraft FAX wird von der Wellenmutter 32 aufgenommen.
Um eine zu starke Normalkraft FN bzw. Axialkraft FM bei einer sehr hohen Temperatur der Länglagerscheibe 8 und damit Materialschäden an der Längslagerscheibe 8 oder Welle 6 zu vermeiden, ist eine Ausnehmung 38 in die Welle 8 eingebracht. Die Ausnehmung umläuft die Welle 6 ringsum und bildet so einen leicht elastischen Steg 40, der die Anpresskraft der beiden Anlageflächen 22, 24 aufeinander auf eine materialunschädliche Größe begrenzt.
Eine Montage oder Demontage der Längslagerscheibe 8 kann auf einfache Weise geschehen, indem die Längslagerscheibe 8 von Hand auf die Welle 6 geschoben oder von dieser abgezogen wird. Um eine Umwucht nach einer Demontage zu vermeiden, sollte die Längslagerscheibe 8 bei einer erneuten Montage wieder in ihrer originären tangentialen Position auf der Welle 6 sitzen. Um dies zu gewährleisten, ist zwischen der Wellenmutter 32 und der Längslagerscheibe 8 der
Verdrehsicherungsring 36 angeordnet, der über zwei Formschlusselemente 42 in Form von Bolzen in
Tangentialrichtung, also Umfangsrichtung, formschlüssig mit Längslagerscheibe 8 verbunden ist.
Die Formschlusselemente 42, von denen der Übersicht halber nur eines dargestellt ist, das andere ist 180° versetzt, also gegenüber der Rotationsachse 44 der Welle 6 zu denken, greifen in die Stirnfläche 20 der Längslagerscheibe 8 ein, so dass die Anlagefläche 14 der Längslagerscheibe 8 unbeeinträchtigt bleibt. Sowohl der Verdrehsicherungsring 36 als auch die Welle 6 sind mit einer Nut 46 bzw. 48 versehen, die über eine Passfeder 50, die als ein rechteckiger Stahl ausgeführt ist, zueinander in Tangentialrichtung in Position gehalten sind. Auf diese Weise wird zwischen Welle 6 und Längslagerscheibe 8 ein mittelbarer Formschluss derart hergestellt, dass die Längslagerscheibe 8 in Tangentialrichtung nur in einer voreingestellten Position montierbar ist und in dieser Position verbleibt.
Auch die Passfeder 50 ist in doppelter Ausführung vorgesehen, wobei beide Passfedern 50 ebenfalls in Bezug zur Rotationsachse 44 gegenüber angeordnet sind. Die Passfedern 50 sind zu den Formschlusselementen 42 in Tangentialrichtung 90° versetzt angeordnet. Sie sind lediglich zur Vereinfachung der Figuren in der gleichen Schnittebene gezeichnet, um auf eine weitere Schnittdarstellung durch den Rotor 2 um 90° gedreht um die Rotationsachse 44 verzichten zu können. Das Formschlusselement 42 und die Passfeder 50 können als zusätzliche Sicherung ausgeführt sein gegen ein tangentiales Verdrehen der Längslagerscheibe 8 auf der Welle 6. Um die Stabilität und damit die Maße dieser beiden Elemente jedoch gering zu halten, ist das Zusammenspiel von Vorspannung Fv, Anlagefläche 22 und Neigungswinkel α so gewählt, dass ein Verrutschen der Längslagerscheibe 8 auf der Welle 6 in Tangentialrichtung auch ohne diese beiden Elemente nicht stattfinden würde. Sie dienen daher hauptsächlich der
Montagehilfe und als Sicherung zur Aufnahme von tangentialen Kräften bei unerwünschten bzw. unvorhergesehenen Zuständen.

Claims

Patentansprüche
1. Rotor (2) für eine Strömungsmaschine mit einer Welle (6) und einer darauf angeordneten Längslagerscheibe (8) als
Element für ein Axiallager zur axialen Lagerung der Welle (6), dadurch gekennzeichnet, dass die Längslagerscheibe (8) eine erste, zylindrische Anlagefläche (14) zur radialen Lagerung auf der Welle (6) und eine zweite, konische Anlagefläche (22) zur Selbstzentrierung auf der Welle (6) aufweist.
2. Rotor (2) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die zweite Anlagefläche (22) rückspringend konisch zum radialen Zusammendrücken der Längslagerscheibe (8) ist.
3. Rotor (2) nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die zweite Anlagefläche (22) einen Neigungswinkel zur Radialrichtung (18) der Welle (6) zwischen 5° und 30° aufweist.
4. Rotor (2) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Längslagerscheibe (8) so gelagert ist, dass mit steigender Drehzahl eine steigende Lagerkraft auf die zweite Anlagefläche (22) wirkt.
5. Rotor (2) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Längslagerscheibe (8) mit der ersten Anlagefläche (14) spannungsfrei auf der Welle (6) gelagert ist.
6. Rotor (2) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die zweite Anlagefläche (22) an einer konischen Gegenfläche (24) anliegt, die in die Welle (6) eingearbeitet ist.
7. Rotor (2) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die zweite Anlagefläche (22) eine Stirnfläche der Längslagerscheibe (8) ist.
8. Rotor (2) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die zweite Anlagefläche (22) zum Übertragen zumindest des überwiegenden Teils der Tangentialkräfte von der Welle (6) auf die Längslagerscheibe (8) vorgesehen ist.
9. Rotor (2) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, gekennzeichnet durch eine Verdrehsicherung, die die Längslagerscheibe (8) durch einen Formschluss in einer tangentialen Sollposition hält.
10. Rotor (2) nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass ein Formschlusselement (42) der Verdrehsicherung in eine Stirnfläche (20) der Längslagerscheibe (8) eingreift.
11. Rotor (2) nach Anspruch 9 oder 10, dadurch gekennzeichnet, dass die Stirnfläche (20) gegenüber der zweiten Anlagefläche (22) angeordnet ist.
12. Rotor (2) nach einem der Ansprüche 9 bis 11, dadurch gekennzeichnet, dass die Verdrehsicherung einen Verdrehsicherungsring (36) aufweist, der zumindest mittelbar einen Formschluss mit der Längslagerscheibe (8) und in gleicher Richtung zumindest mittelbar einen Formschluss mit der Welle (6) aufweist.
13. Rotor (2) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, gekennzeichnet durch ein Federmittel zum Abfedern von Lagerkräften auf die zweite Anlagefläche (22).
14. Rotor (2) nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, dass das Federmittel seine Federwirkung durch eine Ausnehmung (38) erhält, die bei einem Federn zusammengedrückt wird.
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