DE2337190C3

DE2337190C3 - Schwingungsdämpfer für Lagerungen von mit hoher Drehzahl umlaufenden Rotoren

Info

Publication number: DE2337190C3
Application number: DE19732337190
Authority: DE
Inventors: Herbert 7759 Immenstaad Belzig; Eckhard Dipl.-Ing. Dietrich; Albert Dr.-Ing. Fritzsche; Dieter Schneller
Original assignee: Dornier GmbH
Current assignee: Dornier GmbH
Priority date: 1973-07-21
Filing date: 1973-07-21
Publication date: 1978-03-23
Also published as: FR2238093A1; NL7407532A; NL163312B; DE2337190B2; GB1425691A; NL163312C; DE2337190A1; FR2238093B1

Description

Die Erfindung betrifft einen Schwingungsdämpfer für Lagerungen von mit hoher Drehzahl umlaufenden Rotoren, bei denen in einem feststehenden und mit Flüssigkeit gefüllten Lagergehäuse hohlzylindrische Dämpferteile beweglich angeordnet sind. Als Beispiel seien Kreisellagerungen genannt.

Schnellaufende Kreisel unterliegen physikalischen Gesetzen, die hinsichtlich der Lagerkonstruktion besondere Forderungen stellen. Bekannte Ausführungsformen von Kreisellagerungen weisen besondere Dämpfungselemente auf, um einen stabilen Lauf des Rotors zu gewährleisten. Diese Dämpfungselemente ermöglichen das Durchfahren kritischer Drehzahlen beim Hochlaufen des Rotors und stellen die Stabilität des Rotors gegen äußere Störungen, z. B. Anregung von Eigenschwingungsformen, im Nennbetrieb sicher. Zu den z.B. durch die DE-AS 15 75 264 bekannten Ausiührungsformen von Dämfungselementen gehört

ίο der sogenannte Flüssigkeits-Verdrängungsdämpfer. Bei diesem Dämpfertyp sind üblicherweise die dämpfenden Lagerteile in einem Lagergehäuse untergebracht und konzentrisch ineinanderliegend angeordnet. Das Lagergehäuse selbst ist mit einer Dämpferflüssigkeit gefüllt.

'5 Bei derartigen Dämpfern wird eine hohe Dämpferleistung dadurch erzeugt, daß die eingeleitete und zu dämpfende Bewegung — im allgemeinen eine Zirkumpolarbewegung — in eine hohe Strömungsgeschwindigkeit der Dämpferflüssigkeit zwischen einem bewegli- chen und einem feststehenden Hohlzylinder umgesetzt wird. Diese beiden ineinanderliegenden Hohlzylinder stellen die obengenannten Dämpferteile dar. Durch die Zirkumpoiarbewegung der Dämpferteile wird in der Dämpferflüssigkeit eine oszillierende Bewegung hervorgerufen. Diese Dämpfungsart ist mit dem Nachteil verbunden, daß eine hohe kinetische Energie der Dämpferflüssigkeit pulsierend erzeugt und vernichtet wird, woraus außerordentliche Schwierigkeiten für die sinnvolle Abstimmung des Dämpfers resultieren, da diese Energie eine frequenz- und ^mplitudenabhängige scheinbare Vergrößerung der Dämpfermasse darstellt. Derartige Dämpfer wirken also nur vorteilhaft bei einer bestimmten Frequenz. Sie sind aber nicht brauchbar zur Verwirklichung eines geschwindigkeitsunabhängigen Dämpfungsbeiwertes. Die erwähnten hohen Strömungsgeschwindigkeiten können insbesondere bei Verwendung der Flüssigkeits-Verdrängungsdämpfer im Vakuum bzw. in evakuierten Behältern zu Kavitation führen und die Wirkung eines derartigen Dämpfers wesentlich beeinträchtigen.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen Dämpfer für einen möglicht großen Frequen?- und Amplitudenbereich zu schaffen, d. h. den Dämpfungsbeiwert von der Geschwindigkeit unabhängig zu machen.

Die Aufgabe wird bei einem eingangs genannten Schwingungsdämpfer erfindungsgemäß dadurch gelöst, daß wenigstens eines der im Lagergehäuse angeordneten hohlzylindrischen Dämpferteüc mit siebartig angeordneten, der Flüssigkeit einen radialen Strömungsweg öffnenden Durchbrüchen versehen ist. Gemäß weiterer Ausbildung der Erfindung kann durch Abstimmung von Form und bzw. oder Querschnittsfläche der einzelnen Durchbrüche zusammen mit dem Verhältnis der Durchbruchsfläche zur von der Flüssigkeit umspülten Fläche des Dämpferteils die Durchströmgeschwindigkeit der Flüssigkeit durch die Durchbrüche so beeinflußt werden, daß sie im wesentlichen nicht über der Geschwindigkeit der eingeleiteten Zirkumpolarbewegung liegt. Die die Wirkung des Dämpfers ausmachenden Wandschubspannungen werden also erzeugt, ohne daß in der Flüssigkeit örtlich hohe Strömungsgeschwindigkeiten und damit die unerwünschten hohen kinetischen Energien auftreten. Die frequenz- und amplitudenabhängige Beeinflussung der Dämpfermasse

⁶S ist beträchtlich reduziert. Es kann bei relativ kleinem gesamten Bauvolumen des Dämpfers eine nahezu geschwindigkeitsunabhängige Dämpfung erreicht werden.

Das Prinzip der Erfindung sei anhand der Zeichnung an einigen Ausführungsbeispielen erläutert.

Fig. 1 zeigt ein Ausführungsbeispiel für einen Dämpfer im Längsschnitt,

F i g. 2a bis 2d zeigen einen Dämp^fer nach F i g. 1 im Querschnitt bei verschiedenen Phasenlagen des Dämpferteils,

Fig. 3 zeigt eine andere Ausbildung eines Dämpfers im Längsschnitt,

F i g. 3a .?eigt eine Abwandlung der F i g. 3,

F i g. 4a bis 4b zeigen Querschnitte des Dämpfers nach F i g. 3 in verschiedener Phasenlage, und

F i g. 5 zeigt eine Ausführungsform mit mehrfacher Anordnung von Dämpfern.

In der Fig. 1 ist schematisch ein Lager für einen Rotor 3 mit senkrechter Drehachse angedeutet. Als Rotor ist beispielsweise eine Zentrifuge angenommen, deren Wandung mit 31 bezeichnet ist. Der Rotor 3 sitzt auf einer Welle 32, die an ihrem anderen Ende fest verbunden eine Kugel 33 trägt. Das kugelige WeHenende 33 ruht in einer Lagerkalotte 2. Die Lagerkalotte 2 wird in axialer Richtung durch eine Feder 4 im Lagergehäuse 1 abgestützt. Der Boden des Lagergehäuses 1 trägt ein hohlzylindrisches festes Dämpferteil 11. Die Lagerkalotte 2 trägt ihrerseits ein ebenfalls hohlzylindrisches Dämpferteil 21, das mit der Kalotte 2 im Lagergehäuse 1 mit der Frequenz und Amph ude der zu dämpfenden Schwingungen eine Relativbewegung ausführen kann. Die beiden hohlzylindrischen Dämpferteile 11 und 21 liegen ineinander und bilden miteinander bzw. mit der Wand des Lagergehäuses 1 d\». Dämpferspalte 6 und 7. Das Innere des Lagergehäuses und somit die Dämpferspalte 6 und 7 sind mit Flüssigkeit gefüllt. Der Übersichtlichkeit halber ist die Flüssigkeit nicht besonders dargestellt. Es wird angenommen, daß das Dämpferteil 21 voil in die Flüssigkeit eingetaucht ist. Insoweit entspricht die Anordnung dem bisher bei Flüssigkeitsdämpfern üblichen Aufbau. Darüber hinausgehend ist aber das bewegliche Dämpferteil 21 mit Durchbrüchen 5 versehen, die auf seiner Oberfläche siebartig verteilt angeordnet sind. Ein Teil der Durchbrüche 5 ist in der Fig. 1 im Schnitt sichtbar und außerdem ist in der obersten Reihe der Durchbrüche angedeutet, daß diese Durchbrüche 5 auch auf dem Umfang des Dämpferteils 21 verteilt angeordnet sind. Auf die Form der Durchbrüche braucht hier zunächst nicht näher eingegangen zu werden. Die Durchbräche sind hier der Einfachheit halber als runde Löcher dargestellt.

Die F i g. 2a bis 2d zeigen Querschnitte durch die festen und beweglichen Dämpferteile und das Lagergehäuse. Mit M1 ist der Mittelpunkt bzw. die Mittelachse der festen Dämpferteile Il bzw. des Lagergehäuses 1 bezeichnet. M2 ist der Mittelpunkt des beweglichen Dämpferteils 21. Das bewegliche Dämpferteil 21 ist, wie die F i g. 2a zeigt, exzentrisch zu den festen Dämpferteilen 11 bzw. Lagergehäuse 1 angenommen. Während des Betriebs führt das bewegliche Dämpferteil 21 eine Zirkumpolarbewegung zum feststehenden Dämpferteil 11 aus. Der Mittelpunkt M2 des beweglichen Dämpferteils 21 beschreibt dabei einen Kreis, der in Fig. 2a durch einen Pfeil angedeutet ist. Die F i g. 2a bis 2d stellen verschiedene Phasenlagen einer seichen Zirkumpolarbewegung dar. Zürn weiteren ^verständnis der Wirkungsweise sind die Ddiiipferspaltc S und 7 nach den Quadraten des Achsenkreuzes aufgeteilt in die Teilspal te 6a bis 6d und 7a bis Td.

Bei den bisher bekannten Flüssigkeitsdämpfern erfolgte bei der Zirkumpolarbewegung des beweglichen Dämpferteils 21 eine Flüssigkeitsströmung vom Quellbereich in einen Senkenbereich ausschließlich entlang der Obe!fläche der Dämpferteile. Dabei traten überhöhte Flüssigkeitsgeschwindigkeiten auf, die tu den eingangs aufgezählten Nachteilen führten. Bei der hier vorgeschlagenen Ausbildung jedoch wird ein weiterer Slrömungsweg für die Flüssigkeit geöffnet. Die Flüssigkeit kann nunmehr durch die Durchbrüche 5 im

!o beweglichen Dämpferteil 21 hindurchtreten und von einem Quellbereich in einen benachbarten Senkenbereich treten. Diese Strömung ist in der F i g. 2b durch Pfeile für den Übergang von der Phasenlage F i g. 2a in die Phasenlage der Fig. 2b eingezeichnet. Dabei

'5 herrscht im Quadranten b eine im wesentlichen radial nach innen gerichtete Strömung vom Spalt 66 in den Spalt Tb und im Quadranten deine im wesentlichen nach außen gerichtete Strömung nach Spalt Td zum Spalt 6d. In der Fig. 2c ist die Strömung eingezeichnet für den Übergang von der Phasenlage der Fig. 2b in die Phasenlage der F i g. 2c. Entsprechend zeigt die F i g. 2d die radial gerichtete Strömung für die weiteren Phasenlagenänderungen. Wie ersichtlich, läuft die Richtung der Radialströmung durch die Durchbreche 5 hindurch zusammen mit der Zirkumpolarbewegung des beweglichen Dämpferteils 21 um. Es entsteht dabei eine oszillierende Strömung von Quellbereichen zu Senkenbereichen durch die einzelnen Durchbrüche 5 hindurch. Die kinetisch Energie der Strömung wird vom Verhältnis der Querschnitte der Durchbrüche zur Dämpferoberfläche beeinflußt. Die durch die Flüssigkeitsbewegung entstehende Schubspannung an der aktiven Dämpferfläche steht mit der eingeleiteten Dämpfungsleistung im Gleichgewicht. Die Abstimmung des gesamten Schwingungsdämpfers erfolgt durch Optimierung der Spalt- und Lochgeometrie, d. h. durch geeignete Wahl von Form und Querschnittsfläche der Durchbrüche sowie durch das Verhältnis der Querschnittsflächen der Durchbrüche zur Oberfläche des Dämpferteils und durch die Spaltabmessungen. Dabei werden vorzugsweise die Querschnittsflächen der Durchbrüche zur Verbindung der mit der Frequenz der Zirkumpolarbewegung umlaufenden Quellen- und Senkenbereiche so dimensioniert, daß hohe Wandschubspannungen ohne kavitationsauslösende Übergeschwindigkeiten und Ablösungen entstehen, so daß die sogenannte laminare Einlaufströmung (stationär betrachtet) zusammen mit der Anlaufströmung die Strömungsverhältnisse kennzeichnen. Der Maximalwert der oszillierenden Strömung zwischen den Dämpferspalten 6 und 7 hängt am Verhältnis der Exzentrizität der Zirkumpolarbewegung des Dämpferteils 21 zum Ruhespalt des betreffenden Ringraums ab. Auf diesem Weg wird die Dämpfung durch Scherspannungen, die ausschließlich dem Geschwindigkeitsgradienten an der Wand proportional sind, ohne den Aufwand an hoher kinetischer Energie bei relativ zum gesamten Bauvolumen bescheidener Größe der benetzten Dämpferoberfläche erreicht.

Die Querschnittsflächen und die hydraulischen Durchmesser sind so dimensioniert, daß die laminare Dämpfung mit Geschwindigkeit der Flüssigkeit erzielt wira, die im wesentlichen nicht über der der Zirkumpolarbewegung selbst liegen. Die Form der

<'5 Durchbrüche kann ganz den jeweiligen Erfordernissen angepaßt werden. So ist es möglich, wie in F i g. 1 angedeutet, einfach runde Durchbrüche zu verwenden. oder die Durchbrüche in der Art eines Blütenmusters

oder Sternmusters zu gestalten. Die siebartige Ausgestaltung des Dämpferteils mit seinen Durchbrüchen kann sogar so weit getrieben werden, daß als Dämpferteil ein reines Gittersieb verwendet wird. Ferner ist es möglich, die Kanten der Durchbrüche > scharf zu lassen oder zu runden bzw. den Durchbrüchen scgar eine querschnittsverändernde Form, z. B. nach Art eines Düsenquerschnitts zu geben.

Die vorgeschlagene Ausbildung vermeidet hohe kinetische Energien und hohe Geschwindigkeiten und unterdrückt daher die eingangs genannten nachteiligen Wirkungen der Strömungen in Umfangsrichtung der Dämpferteile.

Der Schwingungsdämpfer gemäß Fig. 3 zeigt im wesentlichen den gleichen Grundaufbau wie in Fig. 1. Der einzige Unterschied besteht darin, daß hier in Fig.3 das feststehende Dämpferteil 11 Durchbrüche 5 aufweist, und daß an der Lagerkalotte 2 nicht nur ein zylindrisches Dämpferteil, sondern deren zwei angeordnet sind. Die beiden an der Lagerkalotte 2 angeordneten Däinpferteile sind mit 21 und 22 bezeichnet. Sie umschließen zu beiden Seiten das feststehende Dämpferteil 11. Die beweglichen Dämpferteile 21 und 22 weisen hier keine siebartigen Durchbrüche auf. Bei dieser Anordnung werden die drei Dämpferspalte 6, 7 ₂.s und 8 gebildet. Dabei ist der Dämpferspalt 8 zwischen dem Lagergehäuse 1 und dem beweglichen Dämpferteil 21 in der bekannten Art wirksam. Die Dämpferspalte 6 zwischen dem beweglichen Dämpferteil 22 und dem festen Dämpferteil 11 sowie Dämpferspalt 7 zwischen to dem festen Dämpferteil 11 und dem beweglichen Dämpferteil 21 sind in der oben beschriebenen Weise wirksam und ermöglichen eine radiale Durchströmung vom Quellenbereich zum Senkenbereich.

Die Strömungsverhältnisse der F i g. 3 sind in zwei verschiedenen Phasenlagen in den Fig.4a und 4b dargestellt. Bei der Zirkumpolarbewegung der beweglichen Dämpferteile mit ihrem Mittelpunkt M2 um den Mittelpunkt MX des festen Dämpferteils entsteht wieder eine Strömung zwischen dem Quellbereich im Spalt 7 b und dem Senkenbereich im Spalt 6b bzw. Spalt 6c/ und Spalt Td. Die Pfeile in Fig. 4b kennzeichnen die im wesentlichen radiale Strömung von Spalt 7b nach 6t und von Spalt ödnach 7d.

Die Fig. 3a zeigt eine Abwandlung der Fig. 3. Hier ist nicht nur das feste Dämpferteil 11, sondern auch das bewegliche Dämpferteil 21 mit Durchbrüchen versehen Die Durchbrüche im festen Dämpferteil 11 sind mit 51 und die Durchbrüche im benachbarten beweglichen Dämpferteil 21 mit 52 bezeichnet. Die Geometrie der Durchbrüche braucht in den beiden benachbarter Dämpferteilen nicht die gleiche zu sein, vielmehr können unterschiedliche Formen und Querschniltsverhältnisse gewählt werden.

Bei dieser Ausbildungsform wird Flüssigkeit aus einem Quellbereich in zwei benachbarte Senkenbereiche bzw. umgekehrt aus zwei Quellbereichen in einen Senkenbereich transportiert.

Auch die Mehrfachanordnung von Dämpfern isl möglich. So zeigt die F i g. 5 die Mehrfachanordnung von vier einzelnen Schwingungsdämpfern DX, D2, D 3 und DA. Jeder dieser Schwingungsdämpfer besitzt ζ. Β gemäß Fig. 1 ein festes Dämpferteil 11 und ein bewegliches Dämpferteil 21 und weist die Dämpferspalte 6 und 7 auf. Die einzelnen beweglichen Dämpferteile sind starr miteinander verbunden, wie durch ein Verbindungsteil 9 angedeutet ist. Sämtliche Einzeldämpfer DX bis D4 sind in einem gemeinsamer Gehäuse 1 untergebracht, so daß auch die festen Dämpferteile starr miteinander verbunden sind. Durch diese Mehrfachanordnung kann die Dämpfungsleistung, bezogen auf das Bauvolumen vergrößert werden. Ferner ist es möglich, die einzelnen Dämpfer D X bis D4 durch unterschiedliche Viskosität der in ihnen enthaltenen Flüssigkeiten oder durch unterschiedliche Geometrie der Spalt- und Durchbruchsverhältnisse auf unterschiedlicher Frequenz- und Amplitudenbereiche abzustimmen, so daß die Unabhängigkeit des Dämpfungsbeiwerts von der Geschwindigkeit über den Arbeitsbereich des Schwingungsdämpfers optimal gestaltet werden kann.

Hierzu 3 Blatt Zeichnungen

Claims

Patentansprüche:

1. Schwingungsdämpfer für Lagerungen von mit hoher Drehzahl umlaufenden Rotoren, z. B. bei Kreiseln, bei denen in einem feststehenden und mit Flüssigkeit gefüllten Lagergehäuse hohlzylindrische Dämpferteile beweglich angeordnet sind, d a durch gekennzeichnet, daß wenigstens eines der im Lagergehäuse (1) angeordneten hohlzylindrischen Dämpferteile (11, 21, 22) mit siebartig angeordneten, der Flüssigkeit einen radialen Strömungsweg öffnenden Durchbrüchen (5, 51, 52) versehen ist.

2. Schwingungsdämpfer nach Anspruch 1, gekennzeichnet durch Abstimmung von Form und bzw. oder Querschnittsfläche der einzelnen Durchbrüche (5, 51, 52) zusammen mit dem Verhältnis von D:irchbruchsfläche zur von der Flüssigkeit umspülten Fläche des Dämpferteils (11, 21, 22) derart, daß die Strömungsgeschwindigkeit der Flüssigkeit im wesentlichen nicht über der Geschwindigkeit der eingeleiteten Zirkumpolarbewegung liegt.

3. Schwingungsdämpfer nach Anspruch 1 und 2, dadurch gekennzeichnet, daß ein zwischen zwei festen hohlzylindrischen Dämpferteilen (1, 11) liegendes bewegliches Dämpferteil (21) mit Durchbrüchen (5) versehen ist.

4. Schwingungsdämpfer nach Anspruch 1 und 2, dadurch gekennzeichnet, daß ein von zwei beweglichen hohlzylindrischen Dämpferteilen (21, 22) umschlossenes festes hohlzylindrisches Dämpferteil (11) mit Durchbrüchen (5) versehen ist.

5. Schwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß benachbarte feste und bewegliche hohlzylindrische Dämpferteile (11, 21) mit Durchbrüchen (51, 52) versehen sind.

6. Schwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1 bis 5, gekennzeichnet durch Parallelanordnung mehrerer einzelner Schwingungsdämpfer (D I bis DA) mit starr miteinander verbundenen beweglichen hohlzylindrischen Dämpferteilen (21) sowie ebenfalls starr miteinander verbundenen festen hohlzylindrischen Dämpferteilen (1,11).

7. Schwingungsdämpfer nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß die einzelnen Schwingungsdämpfer (Di bis D4) unterschiedliche Geometrie der zwischen den festen und beweglichen hohlzylindrischen Dämpferteilen liegenden Spalte (6, 7) und bzw. oder unterschiedliche Geometrie der Durchbrüche aufweisen.

8. Schwingungsdämpfer nach Anspruch 6 oder 7, dadurch gekennzeichnet, daß die einzelnen Schwingungsdämpfer (DX bis DA) Flüssigkeiten unterschiedlicher Vikosität enthalten.