Elastisch gedämpfte Lagereinrichtung Die vorliegende Erfindung betrifft eine zwei seitig elastisch gedämpfte Lagereinrichtung an Rotoren und ist dad'arch gekennzeichnet, dass die beidseits einer umlaufenden Masse angeordneten Lager mittels Elastomerringen sowohl in radialer, wie auch in axialer Richtung unter Vorspannung und um 0,05 mm elastisch gedämpft beweglich im ruhenden Maschinenteil befestigt sind.
Es ist bekannt, zweiseitig gelagerte Rotoren zur Erzielung eines ruhigen Laufs statisch und dyna misch auszuwuchten, um insbesondere bei. höheren Drehzahlen, wie sie bei rasch laufenden Elektro motoren, Kreiselkompassen, Schleifspindeln und ähnlichen Einrichtungen üblich sind, die Vibrationen und damit die Lagerbeanspruchungen innerhalb zu lässiger Grenzen zu halten.
Es ist weiter bekannt, die umlaufenden Maschinenteile in axialer Richtung mit elastischen Dämpfungsmitteln zu versehen, wo für die elastische axiale Vorspannung von Schleif- spindella,gern mittels Federanordnungen oder Gummi puffern ein Beispiel bildet. Bei stationären Maschi nen ist es ausserdem üblich, deren Gehäuse unter Zwischenschaltung von D'ämpfungsmitteln abzu stützen.
Alle diese Massnahmen verfolgen den Zweck, zur Vermeidung eines unruhigen Laufs von zwei seitig gelagerten Rotoren störende Schwingungser- scheinungen aufzufangen und unschädlich zu ma chen.
Diese Schwingungserscheinungen haben in den allermeisten Fällen ihre Ursache in restlichen Un- wuchten, die nur in den seltensten Fällen beseitigt werden können, da jedes Balanzierverfahren, dem derartige Läufer stets: unterzogen werden, ein Nähe rungsverfahren ist, das zwar eine gute Annäherung der Rotationsachse :
an die Trägheitsachse zu errei chen erlaubt, ihr Zusammenfallen aber nicht ein- schliesst. Die noch verbleibende Differenz der Ach senlagen macht sich dann umso störender bemerk bar, je höher die Drehzahl wird, wozu kommt, dass die bei höheren Drehzahlen in den allermeisten Fäl len unvermeidliche Verformung der umlaufenden Maschinenteile den Balanzierrestfehler vergrössert und ihn weiter quadratisch mit der Umlaufzahl an steigen lässt.
Diese störende Erscheinung setzt be sonders bei kleineren Maschinen der Steigerung der Umlaufzahl im allgemeinen weit früher eine Grenze als die zulässige Fliehkraftbeanspruchung des Rotors, so dass das Bestreben verständlich erscheint, Mittel zur Schwingungsdämpfung anzuwenden und damit den Drehzahlbereich zu erweitern.
Die dafür bekannten Mittel verfolgen dabei das Ziel, entweder durch Vorspannung in axialer Rich- tung mittels elastischer Elemente oder durch ela stische Lagerung der ganzen Maschine oder auch durch eine Kombination derartiger Massnahmen die aufkommenden Schwingungen zu dämpfen, wofür es zahlreiche Beispiele gibt.
Diese Massnahmen sind zwar bis zu einem ge wissen Grade wirksam, gehen jedoch prinzipiell am Ziel vorbei, da durch sie nur der Effekt der auf tretenden Schwingungen, nicht aber deren Ursache bekämpft wird. Da die Ursache im Fehlen einer Koinzidenz von Drehachse und Trägheitsachse liegt, kann die Beseitigung von störenden Schwingungen letzten Endes nur dadurch erreicht werden, dass auch für den Fall elastischer Deformationen der umlau fenden Rotoren die Drehachse und die Trägheits achse zum Zusammenfallen gebracht werden.
Da dieses Ziel auch durch Feinstbalanzierung und möglichst starre Bauart des Läufers erfahrungs gemäss nur näherungsweise erreicht werden kann, bedingt seine exakte Erreichung zusätzlich eine ins- besondere in radialer Richtung bewegliche Lage- rung der umlaufenden Rotoren gegenüber dem fest stehenden Maschinenteil, die aber im allgemeinen den konstruktiven Forderungen, wie zum Beispiel der Konstanthaltung des Luftspaltes zwischen Rotor und Stator in elektrischen Maschinen,
oder der Er haltung der raumkonstanten Lage einer Drehachse glatt widerspricht und deshalb fürs erste als unaus führbar erscheinen muss.
Eine nähere Untersuchung der Verhältnisse hat jedoch zu einer neuen technischen Lehre geführt. Berechnet man beispielsweise für einen Rotor von 11 kg Gewicht mit einem Lagerabstand von 24 cm unter der Voraussetzung einer statischen und dyna mischen Balanzierung bis :
auf 0,1 beziehungsweise 2X0,01 g L7berwucht die Differenz der Lager der Dreh- und Trägheitsachse, so, gelangt man zu einer Exzentrizität des Schwerpunkts gegen die Mitte der Lager yon nur 0,03 mm, also zu einem Wert, der es als möglich erscheinen lässt,
ungeachtet der oben erwähnten konstruktiven Forderungen die Trägheits- achse auch für den Fall kleinerer Verformungen des rotierenden Systems bei hohen Drehzahlen mit seiner Drehachse zum Zusammenfallen zu bringen. Hierzu ist für das gegebene Beispiel eine Radialbeweglich- keit der Lager in bezug auf den feststehenden Maschinenteil von etwa 0,05 mm erforderlich,
sofern ein geschätzter zusätzlicher Betrag für Ver formungen unter der Fliehkraftwirkung bei höheren Drehzahlen mit berücksichtigt wird, also eine Rad'ial- beweglichkeit, die beispielsweise übertragen auf die Luftspaltvariation einer elektrischen Maschine noch als zulässig erscheint.
Zweckmässigerweise wird man die erwähnte Radialbeweglichkeit auf den angegebenen Wert be grenzen und zudem dämpfen und gleiche Massnah men auch bezüglich der Beweglichkeit in axialer Richtung treffen, um eine restliche Raumstabilität des rotierenden Systems zu gewährleisten.
Die Richtigkeit der oben erwähnten überlegun- gen und Berechnungen wurde an dem als Ausfüh rungsbeispiel des Erfindungsgegenstandes in Fig.l 3argestellten Drehstrom-Asynchronmotor überprüft, von dem gefordert wurde, Ultrazentrifugen-Rotoren von 20 cm Durchmesser aus geschmiedeter Titan- egierung mit einer Drehzahl von 75 000 U/min ind darüber anzutreiben.
Die Daten dieses Motors >ind: Gewicht des Läufers 1: 1,2 kg; Abstand der Lager 2 und 3: 9 cm; statische und dynamische 3alanzierung bis auf 0,05 beziehungsweise 2X0,005 g Dberwucht; Lagendifferenz dar Dreh- und Träg ieitsachse :an den Lagern 0,01 mm;
angenommene Zadialbeweglichkeit der Lager in bezug auf den fest ;tehenden Maschinenteil einschliesslich eines zusätz- ichen Betrags für Verformung unter Fliehkraftwir- cung etwa 0,04 mm.
Der Motor gemäss Fig. 1 wurde zunächst mit in conventioneller Weise .starr im Statorgehäuse ange- )rdneten Lagern 2, 3 mit axialer Vorspannung be- rieben, wobei sich in den Drehzahlbereichen:
13 000 U/min, 31000 U/min, 53 000 U/min und 69 000 U/min störende Schwingungserscheinungen zeigten, die auch durch eine elastische Lagerung des ganzen Motors nicht genügend gedämpft wer den konnten. Diese Schwingungserscheinungen er reichten im Gegenteil bei der zuletzt angeführten Höchstdiehzahl eine Intensität, die ein längeres Fah ren mit dieser Drehzahl nicht gestattete.
Die Schalenfassungen 4, 5 der Lageraussenringe 2,3 gemäss Fig.2a wurden dann durch jene der Fig.2b ersetzt, in welchen der starre radiale metal lische Kontakt zwischen ihnen und dem Statorgehäuse 6 in Fig.l durch genau angepasste und in Nuten 7, 8 geführte ölbeständige Elastomerringe 9, 10, 11, 12 unter Vorspannung in radialer und axialer Rich tung ersetzt wurde, so dass die erfindungsgemässe Einstellung der Drehachse des Läufers in seine Trägheitsachse möglich war.
Je ein Elastomerring 9, 10 wurde in der Ebene der Kugellaufbahnen der Lager und je ein weiterer 11, 12 ausserhalb derselben zur Erzielung der erforderlichen radialen und axialen Führung, sowie der entsprechenden Vorspannung angeordnet. Die entsprechenden Beweglichkeiten des Läufers 1 wurden damit elastisch gedämpft und auf die oben angegebenen Werte begrenzt.
Der Betrieb des derart ausgestatteten Motors entsprach völlig den theoretischen überlegungen; es traten bis über 75 000 U/min keinerlei Schwin gungserscheinungen mehr auf, so dass man mit derart um ihre Trägheitsachse rotierenden Läufern prak tisch bis an ihre Zerreissgrenze gehen kann. Dass Überraschende an diesen Versuchen war, dass die durch die Lagenversetzung des Läufers im Stator- feld bedingten elektromagnetischen Störungen auch bei Höchstdrehzahl keine merklichen Werte erreichten.
Dagegen war nicht überraschend, dass die Laufruhe des Motors bei Höchstdrehzahl am besten war, da es eine Eigentümlichkeit dieses rotierenden Systems ist, umso genauer um die Trägheitsachse zu rotieren, je höher die Drehzahl wird. Man kann den Rotor eines solchen Systems nämlich (mit gewissen Ein schränkungen) als Kreisel auffassen, womit sich das angegebene Laufverhalten erklären lässt.
Es ist zu betonen, dass zur Erzielung der erfin dungsgemässen Wirkung die berechneten Werte genau eingehalten werden müssen, zumal für der art rasch umlaufende Maschinenteile nur Lager höch ster Präzision Verwendung finden können, deren Laufgenauigkeiten nicht beeinträchtigt werden dür fen. Demgemäss ist auch für die Elastomerringe, so wie für die Schalenfassungen der Lageraussenringe eine adäquate Präzision erforderlich.
Führt unter diesen Voraussetzungen das rotie rende System die Einstellung in seine Trägheitsachse aus, so wird nicht nur ein überraschend schwin gungsfreier Lauf der Maschine erzielt, sondern es werden darüber hinaus auch die Fliehkräfte in den Lagern bis fast auf den kleinstmöglichen Wert redu- ziert, womit deren Tragfähigkeit und Haltbarkeit erhöht wird.
Elastically damped bearing device The present invention relates to a two-sided elastically damped bearing device on rotors and is characterized by the fact that the bearings arranged on both sides of a rotating mass are elastic by means of elastomer rings in both radial and axial directions under pretension and by 0.05 mm are dampened and movably attached in the stationary machine part.
It is known to statically and dynamically balance rotors mounted on two sides to achieve smooth running, in particular to. higher speeds, as they are common with fast-running electric motors, gyro compasses, grinding spindles and similar devices to keep the vibrations and thus the bearing loads within permissible limits.
It is also known to provide the rotating machine parts in the axial direction with elastic damping means, an example of which is the elastic axial preload of grinding spindle, like by means of spring arrangements or rubber buffers. In the case of stationary machines, it is also customary to support their housing with the interposition of damping means.
The purpose of all of these measures is to absorb disruptive vibration phenomena and to render them harmless in order to avoid uneven running of rotors mounted on two sides.
In the vast majority of cases, these vibration phenomena are caused by residual imbalances, which can only be eliminated in the rarest of cases, since every balancing process to which such rotors are always subjected is an approximation process that, although a good approximation of the axis of rotation:
to reach the inertia axis, but does not include their coincidence. The remaining difference in the axis positions becomes more disturbing the higher the speed, which is why the deformation of the rotating machine parts, which is unavoidable in most cases at higher speeds, increases the residual balance error and increases it as the square of the number of revolutions increases.
This annoying phenomenon sets a limit to the increase in the number of revolutions in general much earlier than the permissible centrifugal force load on the rotor, especially in smaller machines, so that the effort to use means for vibration damping and thus to expand the speed range appears understandable.
The means known for this pursue the goal of dampening the vibrations occurring either by preloading in the axial direction using elastic elements or by elastic mounting of the entire machine or by a combination of such measures, for which there are numerous examples.
These measures are effective to a certain extent, but in principle miss the point, as they only combat the effect of the vibrations that occur, but not their cause. Since the cause lies in the lack of coincidence of the axis of rotation and the axis of inertia, the elimination of disruptive vibrations can ultimately only be achieved by bringing the axis of rotation and the axis of inertia to coincide even in the event of elastic deformations of the rotating rotors.
Since experience shows that this goal can only be achieved approximately by finely balanced and as rigid a design of the rotor as possible, its exact achievement also requires a bearing of the rotating rotors that is movable in the radial direction relative to the stationary machine part, which, however, is generally the constructive requirements, such as keeping the air gap between rotor and stator constant in electrical machines,
or the maintenance of the space-constant position of an axis of rotation contradicts itself and must therefore initially appear to be impracticable.
However, a closer examination of the situation has led to a new technical teaching. For example, for a rotor weighing 11 kg with a bearing spacing of 24 cm, assuming static and dynamic balancing up to:
If the difference between the bearings of the axis of rotation and the axis of inertia is overbalanced to 0.1 or 2X0.01 g L7, one arrives at an eccentricity of the center of gravity from the center of the bearings of only 0.03 mm, i.e. a value that is considered possible makes appear
Regardless of the structural requirements mentioned above, to bring the axis of inertia to coincide with its axis of rotation even in the event of minor deformations of the rotating system at high speeds. For the given example, a radial mobility of the bearings of about 0.05 mm in relation to the stationary machine part is required,
provided that an estimated additional amount for deformations under the effect of centrifugal force at higher speeds is also taken into account, that is, radial mobility which, for example, when applied to the air gap variation of an electrical machine, still appears to be permissible.
Conveniently, you will limit the mentioned radial mobility to the specified value and also dampen and take the same measures with regard to the mobility in the axial direction to ensure the remaining spatial stability of the rotating system.
The correctness of the above-mentioned considerations and calculations was checked on the three-phase asynchronous motor shown as an exemplary embodiment of the subject of the invention in FIG. 13, which was required to have ultracentrifuge rotors of 20 cm diameter made of forged titanium alloy with a speed of 75 000 rpm ind to drive over.
The data of this motor> ind: weight of rotor 1: 1.2 kg; Distance between bearings 2 and 3: 9 cm; static and dynamic balancing up to 0.05 or 2X0.005 g overweight; Positional difference between the axis of rotation and the bearing axis: 0.01 mm at the bearings;
Assumed radial mobility of the bearings in relation to the stationary machine part including an additional amount for deformation under the effect of centrifugal force approx. 0.04 mm.
The motor according to FIG. 1 was initially operated with axially preloaded bearings 2, 3 which were fixed in a conventional manner in the stator housing, with the following in the speed ranges:
13,000 rev / min, 31,000 rev / min, 53,000 rev / min and 69,000 rev / min showed annoying vibration phenomena that could not be sufficiently damped even by an elastic mounting of the whole engine. On the contrary, these vibration phenomena reached an intensity at the last-mentioned maximum speed that did not allow prolonged driving at this speed.
The shell mounts 4, 5 of the bearing outer rings 2,3 according to Fig. 2a were then replaced by those of Fig. 2b, in which the rigid radial metallic contact between them and the stator housing 6 in Fig.l by precisely adapted and in grooves 7, 8 guided oil-resistant elastomer rings 9, 10, 11, 12 was replaced under prestress in the radial and axial Rich device, so that the inventive setting of the axis of rotation of the rotor in its axis of inertia was possible.
One elastomer ring 9, 10 was arranged in the plane of the ball raceways of the bearings and another 11, 12 was arranged outside the same to achieve the required radial and axial guidance and the corresponding preload. The corresponding mobility of the rotor 1 was thus elastically damped and limited to the values given above.
The operation of the engine equipped in this way corresponded completely to the theoretical considerations; There were no more vibration phenomena up to more than 75,000 rpm, so that one can practically go to their breaking point with rotors rotating about their axis of inertia. What was surprising about these tests was that the electromagnetic interference caused by the displacement of the rotor in the stator field did not reach any noticeable values even at maximum speed.
On the other hand, it was not surprising that the smoothness of the motor was best at maximum speed, since it is a peculiarity of this rotating system that the higher the speed, the more precisely it rotates about the axis of inertia. The rotor of such a system can be viewed (with certain restrictions) as a gyroscope, which explains the specified running behavior.
It should be emphasized that in order to achieve the effect according to the invention, the calculated values must be adhered to precisely, especially since only bearings of the highest precision can be used for the type of rapidly rotating machine parts, the running accuracy of which may not be impaired. Accordingly, an adequate precision is also required for the elastomer rings, as well as for the shell mountings of the bearing outer rings.
If the rotating system adjusts its axis of inertia under these conditions, not only does the machine run surprisingly free of vibrations, but the centrifugal forces in the bearings are also reduced to almost the lowest possible value, which means whose load-bearing capacity and durability are increased.