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Gleitlager für hohe Drehzahlen
Die Erfindung dient dem Ziel, den Durchsatz des Schmier- und Kühlmittels bei Gleitlagern mit einfachen Bauteilen bzw. Ausgestaltungen der Lager in optimalen Grenzen zu halten. Diese Aufgabe hat besonders bei Lagern für hohe Drehzahlen Bedeutung, da bei diesen grosse Mengen von Öl durch das Lager getrieben werden müssen, wobei es darauf ankommt, bei möglichst wenig Überschuss, jeder Stelle der Gleitflächen das erforderliche Minimum an Ôizusichern, d. h., eineglelchma8igeVerteilung des Ölstromes durch das Lager herbeizuführen.
Dies bedingt, die Durchflusswiderstände der Ölkanäle im Lager beim und um den Eintritt bis zu den Abzweigungen möglichst gering zu halten und monoton bis zur Austrittsstelle mit dem höchsten Widerstand ansteigen zu lassen. Die Regelung der Durchflussmenge soll daher nahe oder knapp hinter der letzten Austrittsstelle erfolgen.
Diesen bekannten Bedingungen stehen jedoch bei den bisherigen Lagerausführungen eine Reihe von Schwierigkeiten entgegen, die nach der Erfindung vermieden werden.
Bei Radiallagern ist es üblich, die Schmiernuten nicht mit ihrem vollen Querschnitt bis zum Lagerrand zu führen, sondern zum Zwecke der Drosselung nahe der Austrittsstelle in ihrem Querschnitt zu verringern bzw. diesen ganz abzuschliessen. Es ist schwierig, den für den jeweiligen Fall richtigen Drosselungsgrad zu treffen, ein Umstand, der bei allgemein einsetzbaren Einbaugleitlagern besondere Bedeutung hat, zumal eine nachträgliche Korrektur des Drosselungsgrades höchstens im Sinne einer Verminderung, nicht aber für eine Erhöhung möglich ist. Innerhalb der Gleitfläche liegende Nutenabschlüsse bieten die Gefahr, dass Ölverunreinigungen im Gleitraum verbleiben. Ausserdem erfordert die Ausbildung einer solchen Drosselstelle hohen Werkstattaufwand.
Ähnliches gilt auch für Axial-Gleitflächen. Bei diesen werden die Schwierigkeiten einer richtigen Abstimmung noch durch den Umstand vermehrt, dass der im Gleitraum rotierende Schmierfilm bei höheren Drehzahlen beträchtliche Fliehkräfte entwickelt, die den Öldurchfluss meist in unerwünschter und schwer beherrschbarer Weise erhöhen. Etwa zur Kompensation in die Gleitfläche zurückgezogene Schmiernutenenden erschweren, ähnlich wie bei Radiallagern das Ausspülen von Verunreinigungen.
Eine teilweise Verbesserung der Verhältnisse brachten die bekannten Ausführungen von Drosselringen, die den Raum nach der Öl-Austrittsstelle durch einen kurzen Ringspalt um die Mantelflache des Wellenbundes abschliessen. Das richtige Mass der Drosselwirkung solcher, vorwiegend auf hydrostatischer Wirkung beruhender Ringe ist jedoch an einen einzigen bestimmten Betriebszustand gebunden, da deren Durchlassmenge nur mit der Quadratwurzel der Druckdifferenz, die Druckdifferenz gleichsinnig mit dem Bedarf an Kühlöl jedoch mit dem Quadrat der Drehzahl steigt. Eine Anpassung an wechselnde Betriebszustande wäre nur durch eine Anderung der Spaltweite möglich.
Lager in geteilter Ausführung müssen, besonders wenn diese Axialkräfte aufzunehmen haben, auf jeder Seite mit einem Bund versehen werden, über den sie sich im Gehause abstützen. Bei diesen kann die oft zu stellende Forderung nach geringer axialer Erstreckung trotz einer gebotenen und an sich möglichen geringen Breite des Radiallagers (Breitenverhältnis b/d unter und um 0,5) nicht erfullt werden, weil die bekannte Ausführungsform des Systems von Kanälen zur Zuführung und Verteilung des Schmieröls
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verlangt, dass der üblicherweise in der Lager-Mittelebene liegende Ringkanal eine bestimmte Mindest- breite besitzt.
Diese Mindest-Nutbreite vermehrt um die dazu symmetrisch liegenden Breiten der Lagersitzfläche und der aus fabrikatorischen Gründen erforderlichen Einstechungen vor den ebenen Sitz-Ringflächen be- dingen breitere Lagerkörper als sonst nötig und erwünscht ist. Eine Verschmälerung der Ringnut jedoch, würde die Gleichmässigkeit der Ölverteilung und den Verlauf des Druckgefälles unzulässig stören.
Diese Einschränkung sowie die Mängel an den bisherigen Mitteln zur Beherrschung des Ölstromes durch die Lager werden bei Lagerausführungen gemäss der Erfindung dadurch vermieden, dass für die Öl- führung zwei, symmetrisch zur Lager-Mittelebene angeordnete Ringnuten vorgesehen sind und/oder, dass das Drosselorgan am Ende einer Radial-Gleitfläche aus einem auf der Stirnfläche des Lagerkörpers satt aufliegendem Drosselring besteht, der die bis zum Lagerrand mit gleichbleibendem Querschnitt durch- gezogenen Schmiernuten in verstellbarem Ausmass abschliesst und dass das vorzugsweise nach einer Axial-
Gleitfläche angeordnete Drosselorgan aus einer berührungsfreien, ebenen Spaltdrossel besteht.
Die Wir- kungsweise und eine beispielmässige Auswahl von Ausführungsformen dieser erfindungsgemässen Vorkeh- rungen wird an Hand der Fig. l bis 9 der Zeichnungen erläutert.
Die Fig. l bis 3 zeigen ein geteiltes Lager in einer bekannten Ausführungsform, bei der ein Lager- körper mit zwei seitlichen Bunden im inneren eine Radial-Gleitfläche und auf der linken Stirnfläche eine Axiallager-Gleitfläche trägt. Fig. 1 zeigt das Lager in einem Schnitt der durch die Lagerachse geht,
Fig. 2 in einem Schnitt durch die Lager-Mittelebene. Fig. 3 zeigt einen vergrösserten Ausschnitt der Ansicht des Lagers von rechts. Die Fig. 4 bis 9 zeigen beispielmässig Lager in der erfindungsgemässen Aus- führung. Die einander zugeordneten Fig. 4, 5 und 6 bedeuten der Reihe nach einen Schnitt durch die La- gerachse über A-B-C, einenSchnitt durch die Lager-Mittelebene und eine Ansicht von rechts. Die Aussen- abmessungen, sowie die Anordnung, Art und Grösse der Gleitflächen ist dieselbe wie bei dem Lager nach den Fig. l bis 3.
Fig. 7 zeigt einen vergrösserten Ausschnitt aus Fig. 6. Die Fig. 8 und 9 zeigen in einem durch die Lagerachse x-x gehenden Schnitt je einen wesentlichen Ausschnitt einer Lagerung, die neben Radialkräften auch Axialkräfte aufzunehmen hat, mit der daraus ersichtlichen Anordnung von Gehäuse, Welle, Lager und der zugeordneten erfindungsgemässen Drosseleinrichtung.
Die Fig. l und 4 stellen die Kombination eines Radiallagers mit einem Axiallager dar. Aus diesen Darstellungen können auch reine Radiallager abgelesen werden, wenn nur die rechts von der Ebene y-y liegende Hälfte betrachtet wird und wenn diese um y-y gespiegelt wird. Dasselbe gilt analog für die links von y-y liegende Darstellung, die mit ihrer Spiegelung ein Lager ergibt, das aus einem Radiallager und zwei symmetrisch dazu liegenden Axiallagern besteht. Das hier gewählte Breitenverhältnis des Radiallagers in den Darstellungen nach Fig. l und 4 ist etwa ss = b/d = 0, 5 und in beiden Fällen gleich. Diese Verhältnisse einzuhalten ist bei der erfindungsgemässen Ausführung nach Fig. 4 leicht, bei der üblichen Ausführung hingegen schon schwierig.
Dies ist aus der Gegenüberstellung von Fig. l und 4 ersichtlich und gilt besonders für geteilte Lager, die seitliche Bunde haben müssen. Es ist ersichtlich, dass bei einer geringen Weite --W --, innerhalb welcher zweiFreistellungen-f--, dieSitzfläche mit dem Durchmesser-D-und die Ringnut-n-untergebracht werden müssen, für die Ringnutbreite --n-- nur wenig übrigbleibt. Darunter leidet die Gleichmässigkeit der Ölverteilung unter den einzelnen Schmiernuten.
Die Erfindung bringt hier eine einfache Lösung, wenn an Stelle der einen, üblicherweise in der Mittelebene angeordneten Ringnut, zwei symmetrisch zur Mittelebene liegende, bis zu den beiden Passflächen der Bunde reichende Ringnuten angewendet werden. Die beiden voneinander getrennten Ringnuten werden erfindungsgemäss durch, die Sitzfläche des Lagers durchquerende Nuten untereinander und mit den radialen, zu den Schmiernuten führenden Ölbohrungen verbunden. Diese Verbindungsnuten verlaufen vorzugsweise in achsparalleler Richtung. Die beiden Ringnuten übernehmen dann auch die Aufgabe der Freistellungen --f-- und es bieten sich folgende Vorteile : Es kann auch bei geringen Gesamt-Lagerbreiten der Gesamtquerschnitt beider Ringnuten so gross gehalten werden, dass das erforderliche Querschnitts-und Druckgefälle im Lager gesichert ist.
Mit den beiden Ringnuten stehen nun auch Freistellungen zur Verfügung, deren Breite-f'-gegenüber der Breite-f-- bei den bisherigen Lagerausfuhrungen wesentlich grösser ist, so dass hiedurch die exakte Bearbeitung der zylindrischen Passfläche vom Durchmesser --D-- und von der Breite sowie die der ebenen Passflächen an den Bunden sehr erleichtert wird.
Die erfindungsgemässe Bauform mit zwei seitlichen Ringnuten bringt auch bei Lagern Vorteile, bei denen die üblichen Mittel zur Drosselung des Ölausflusses angewendet werden, denn die Vergrösserung der Ölzulaufquerschnitte verbessert in allen Fällen die Gleichmässigkeit der Ölverteilung und die breiteren Freistellungen erleichtern die Fertigung.
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Gleitlager für hohe Drehzahlen, insbesondere in der Bauform als austauschbares Einbaugleitlager mit, nahe der oder nach der Ölaustrittsstelle angeordneten, an sich bekannten Drosselorganen und einem System von Kanälen zur Zuführung und Verteilung des Schmieröls, dadurch gekennzeichnet, dass für die Ölzuführung zwei, symmetrisch zur Lager-Mittelebene (yy) angeordnete Ringnuten (f) vorgesehen sind und/oder, dass das Drosselorgan am Ende einer Radial-Gleitfläche aus einem auf der Stirnfläche des Lagerkörpers satt aufliegendem Drosselring (4) besteht, der die bis zum Lagerrand mit gleichbleibendem Querschnitt durchgezogenen Schmiernuten in verstellbarem Ausmass abschliesst und dass das vorzugsweise nach einer Axial-Gleitfläche angeordnete Drosselorgan aus einer berührungsfreien, ebenen Spaltdrossel (S)
besteht.
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diallager aufliegendem, austauschbaren Drosselringes in einer der Schmiernutenanordnung entsprechenden Winkelteilung je eine oder eine Gruppe in gestuften Querschnitten ausgeführten Ausnehmungen aufweist, wobei jeder Austrittsquerschnitt kleiner als der Nutenquerschnitt ist oder, dass bei austauschbaren Drosselringen ohne Ausnehmungen deren Innendurchmesser um die doppelte Höhe des freizugebenden Teiles des Nutenquerschnittes grösser ist als die Lagerbohrung.
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lager um die Lagerachse verdrehbar montiert und mit, in Anzahl und Teilung der Schmiernutenanordnung entsprechenden Ausnehmungen versehen ist, wobei in einer bestimmten Winkellage der vollstandige Abschluss, in einer andern die vollständige Freigabe des Nutenquerschnittes erzielbar ist.
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ge zumindest an ihrem Innenrand aus einem Gleitwerkstoff bestehen.
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Plain bearings for high speeds
The aim of the invention is to keep the throughput of the lubricant and coolant in plain bearings with simple components or designs of the bearings within optimal limits. This task is particularly important for bearings for high speeds, since with these large amounts of oil have to be driven through the bearing, where it is important to ensure the required minimum at every point of the sliding surfaces with as little excess as possible, i.e. That is, to bring about an even distribution of the oil flow through the bearing.
This requires the flow resistances of the oil channels in the bearing at and around the entry to the branches to be kept as low as possible and to increase monotonously to the exit point with the highest resistance. The flow rate should therefore be regulated close to or just behind the last outlet point.
However, these known conditions are opposed to a number of difficulties in the previous bearing designs, which are avoided according to the invention.
In radial bearings it is common not to run the lubrication grooves with their full cross-section up to the bearing edge, but to reduce their cross-section near the exit point or to close it off completely for the purpose of throttling. It is difficult to find the right degree of throttling for the respective case, a circumstance which is of particular importance in the case of generally applicable built-in sliding bearings, especially since a subsequent correction of the degree of throttling is only possible in the sense of a reduction, but not an increase. Groove closures located within the sliding surface pose the risk of oil contamination remaining in the sliding space. In addition, the formation of such a throttle point requires high workshop costs.
The same applies to axial sliding surfaces. With these, the difficulties of correct coordination are compounded by the fact that the lubricating film rotating in the sliding chamber develops considerable centrifugal forces at higher speeds, which usually increase the oil flow in an undesirable and difficult to control manner. Oil groove ends retracted into the sliding surface for compensation, for example, make it more difficult to flush out impurities, similar to radial bearings.
The known designs of throttle rings, which close off the space after the oil outlet point with a short annular gap around the outer surface of the shaft collar, partially improved the situation. The correct amount of the throttling effect of such rings, which are primarily based on hydrostatic effect, is, however, tied to a single specific operating condition, since their flow rate only increases with the square root of the pressure difference, the pressure difference in the same direction as the demand for cooling oil increases with the square of the speed. An adaptation to changing operating conditions would only be possible by changing the gap width.
Bearings in split design must, especially if they have to absorb axial forces, be provided with a collar on each side by which they are supported in the housing. With these, the requirement for a small axial extension, which is often required, cannot be met despite a necessary and inherently possible narrow width of the radial bearing (width ratio b / d below and around 0.5) because the known embodiment of the system of channels for supply and Distribution of the lubricating oil
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requires that the ring channel, which is usually located in the middle plane of the bearing, has a certain minimum width.
This minimum groove width, increased by the symmetrical widths of the bearing seat surface and the grooves required for manufacturing reasons in front of the flat ring seat surfaces, necessitate wider bearing bodies than is otherwise necessary and desired. A narrowing of the ring groove, however, would impermissibly disturb the uniformity of the oil distribution and the course of the pressure gradient.
This restriction as well as the deficiencies in the previous means for controlling the flow of oil through the bearings are avoided in bearing designs according to the invention in that two annular grooves arranged symmetrically to the bearing center plane are provided for the oil guide and / or that the throttle element is on The end of a radial sliding surface consists of a throttle ring resting snugly on the end face of the bearing body, which closes to an adjustable extent the lubrication grooves that extend through to the bearing edge with a constant cross-section and that is preferably after an axial
The throttle element arranged on the sliding surface consists of a contact-free, flat slit throttle.
The mode of operation and an exemplary selection of embodiments of these provisions according to the invention are explained with reference to FIGS. 1 to 9 of the drawings.
1 to 3 show a split bearing in a known embodiment, in which a bearing body with two lateral collars has a radial sliding surface on the inside and an axial bearing sliding surface on the left end face. Fig. 1 shows the bearing in a section that goes through the bearing axis,
Fig. 2 in a section through the bearing center plane. 3 shows an enlarged detail of the view of the bearing from the right. 4 to 9 show by way of example bearings in the design according to the invention. 4, 5 and 6, which are assigned to one another, denote in sequence a section through the bearing axis via A-B-C, a section through the bearing center plane and a view from the right. The external dimensions and the arrangement, type and size of the sliding surfaces are the same as in the case of the bearing according to FIGS. 1 to 3.
7 shows an enlarged section from FIG. 6. FIGS. 8 and 9 each show, in a section through the bearing axis xx, an essential section of a bearing which, in addition to radial forces, also has to absorb axial forces, with the arrangement of the housing which can be seen therefrom. Shaft, bearings and the associated throttle device according to the invention.
FIGS. 1 and 4 represent the combination of a radial bearing with an axial bearing. Pure radial bearings can also be read from these representations if only the half lying to the right of the y-y plane is considered and if it is mirrored around y-y. The same applies analogously to the illustration to the left of y-y, which, with its reflection, results in a bearing that consists of a radial bearing and two axial bearings symmetrically to it. The width ratio of the radial bearing selected here in the representations according to FIGS. 1 and 4 is approximately ss = b / d = 0.5 and the same in both cases. It is easy to maintain these relationships in the embodiment according to the invention according to FIG. 4, but difficult in the conventional embodiment.
This can be seen from the comparison of Fig. 1 and 4 and is particularly true for split bearings that must have lateral collars. It can be seen that with a small width --W -, within which two clearances -f-, the seat with the diameter -D- and the annular groove-n- have to be accommodated, only little for the annular groove width --n-- remains. This affects the evenness of the oil distribution under the individual lubrication grooves.
The invention brings about a simple solution if instead of the one annular groove, usually arranged in the central plane, two annular grooves are used, which are symmetrical to the central plane and extend to the two mating surfaces of the collars. According to the invention, the two annular grooves which are separate from one another are connected to one another and to the radial oil bores leading to the lubrication grooves by grooves crossing the seat surface of the bearing. These connecting grooves preferably run in an axially parallel direction. The two ring grooves then also take on the task of clearances --f-- and there are the following advantages: Even with small overall bearing widths, the overall cross-section of both ring grooves can be kept so large that the required cross-sectional and pressure gradient in the bearing is ensured .
With the two ring grooves, there are now also clearances whose width-f'-is significantly greater than the width-f-- in the previous bearing designs, so that the exact machining of the cylindrical fitting surface of diameter --D-- and of the width as well as that of the flat fitting surfaces on the collars is made much easier.
The design according to the invention with two lateral annular grooves also brings advantages in bearings in which the usual means for throttling the oil outflow are used, because the enlargement of the oil inlet cross-sections improves the evenness of the oil distribution in all cases and the wider clearances facilitate production.
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1.
Plain bearings for high speeds, in particular in the form of replaceable built-in plain bearings with, close to or after the oil outlet, known throttle devices and a system of channels for supplying and distributing the lubricating oil, characterized in that two for the oil supply, symmetrical to the bearing - Ring grooves (f) arranged in the center plane (yy) are provided and / or that the throttle element at the end of a radial sliding surface consists of a throttle ring (4) which rests snugly on the end face of the bearing body and which has lubrication grooves extending through to the bearing edge with a constant cross section closes to an adjustable extent and that the throttle element, which is preferably arranged after an axial sliding surface, consists of a contact-free, planar gap throttle (S)
consists.
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Diallager bearing, replaceable throttle ring in an angular division corresponding to the lubrication groove arrangement has one or a group of recesses executed in stepped cross-sections, each outlet cross-section being smaller than the groove cross-section or that, in the case of exchangeable throttle rings without recesses, their inner diameter is twice the height of the part of the groove cross-section to be exposed is larger than the bearing bore.
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bearing is rotatably mounted around the bearing axis and is provided with recesses corresponding in number and pitch of the lubricating groove arrangement, the complete closure of the groove cross-section being achievable in a certain angular position and the complete release of the groove cross-section in another.
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ge consist of a sliding material at least on its inner edge.