用于废气涡轮增压器的轴承装置和废气涡轮增压器的制作方法

本发明涉及一种用于废气涡轮增压器的轴承装置以及一种废气涡轮增压器。

背景技术：

轴的支承的首要问题是轴在静止状态中，即在轴不旋转时，以及在动态状态中，进而在旋转期间，由于其重力和在旋转时由于不平衡而引起的挠曲。通常，在废气涡轮增压器中轴在轴的两个端部区域上借助于径向轴承能转动地支承。通常在小的废气涡轮增压器中，如其尤其在轿车发动机中使用那样，由于轴的重量小，挠曲是小的。然而，所述废气涡轮增压器在运行中具有高于150000min^-1的转速，使得由于不平衡出现循环振动或弯曲振动，其中在不利的情况下能够发生在轴和壳体部段之间的接触。附加地，出现油引起的低频振动，也称作油膜涡动或油膜振荡。这一方面造成噪声发射，另一方面造成径向轴承的寿命的减少进而造成废气涡轮增压器的使用寿命的减少。

申请文献DE 36 01 082 C2公开一种废气涡轮增压器，所述废气涡轮增压器的工作轮包括压缩机叶轮、涡轮叶轮以及将压缩机叶轮与涡轮叶轮抗扭地连接的轴，所述工作轮以滑动支承的方式借助于轴承装置容纳在废气涡轮增压器的支承部段中。轴承装置包括近似从轴的一个端部延伸至轴的另一端部的轴承衬套，其中在所述轴的两个端部的区域中分别构成有呈滑动轴承形式的径向轴承。为了防止轴承衬套扭转，构成有固定机构。为了能够将输送给轴承装置的润滑剂可靠地输出以避免所谓的油膜涡动或油膜振荡，在轴承衬套中在径向轴承之间构成留空部。轴承衬套的可靠的刚性借助于两个在留空部的区域中构成的腹板实现。这种轴承衬套的制造由于腹板和留空部而是成本密集的。

技术实现要素：

本发明的目的是提供一种用于废气涡轮增压器的轴承装置，借助于所述轴承装置能够引起废气涡轮增压器的轴的近似静态的支承。本发明的另一方面是提供一种具有改进的轴承装置的废气涡轮增压器。

所述目的通过一种用于废气涡轮增压器的轴承装置以及通过一种废气涡轮增压器实现。本发明的有利的设计方案连同适宜的和有意义的改进方案在下文中说明。

本发明的一个方面涉及一种用于废气涡轮增压器的轴承装置，所述轴承装置具有第一径向轴承和第二径向轴承，其中第一径向轴承和第二径向轴承构成为用于径向地支承废气涡轮增压器的轴，其中第一径向轴承具有第一轴承轴线以及第二径向轴承具有第二轴承轴线，并且其中第一轴承轴线和第二轴承轴线同轴地构成。

根据本发明，构成有具有第三轴承轴线的第三径向轴承，其中第三轴承轴线定位成隔开一定的间距平行于第一轴承轴线和第二轴承轴线。换言之，这意味着，第三轴承轴线平行地与第一轴承轴线和第二轴承轴线错开地定位。由此，第三径向轴承不与第一径向轴承和第二径向轴承关于第一轴承轴线和第二轴承轴线成一直线。也就是说，借助于第一径向轴承和第二径向轴承支承的轴夹紧地定位。也就是说，能够借助于第三径向轴承将夹紧力施加到轴上，所述夹紧力还称作预应力。预应力主要径向地作用并且可补偿缺少的转子重量。也就是说，借助于第三径向轴承不仅径向地支承轴，而且由于第三径向轴承的第三轴承轴线定位成与第一轴承轴线和第二轴承轴线隔开一定的间距，引起轴向的支承通过预应力间接地施加到轴上。通过所述预应力，迫使轴进而工作轮移到相对于常规的运动点偏心地定位的运动点中，使得工作轮原则上能够如“重的”工作轮那样表现，即如例如在载重汽车动力传动系中使用的废气涡轮增压器的工作轮或如轮船柴油发动机的废气涡轮增压器的工作轮那样。

所述间接的轴向支承能够通过下述方式引起，即在常规的轴承装置中轴借助于第一径向轴承和第二径向轴承产生的弯曲通常轴向居中地在第一径向轴承和第二径向轴承之间借助于第三径向轴承沿径向方向限界，其中预应力被施加到轴上，因为通过第三径向轴承防止了轴的固有挠曲。由此，轴通过力作用到轴上准静态地支承。换言之，借助于附加的、偏心地定位的滑动轴承，即第三径向轴承，产生附加的轴承负荷，所述轴承负荷除了作用到第一径向轴承和第二径向轴承上以外也作用到第三径向轴承上。

本发明的优点是“油击”的、即油膜涡动或油膜振荡的降低或消除，使得一方面实现在轴的运行中的噪音降低以及另一方面实现稳定的支承进而实现借助于根据本发明的轴承装置支承的轴的使用寿命延长。

根据本发明的轴承装置的另一优点是，减少在径向轴承中轴的可能的歪斜，因为显著地减少在径向轴承中轴的弯曲和挠曲以及轴的由此产生的倾斜状态。由此，这对于所谓的浮动衬套轴承是尤其有利的，所述浮动衬套轴承的特征在于，在滑动轴承的静止的滑动轴承壳体和轴之间构成能移动的衬套，使得轴容纳在衬套中并且润滑油膜不仅存在于轴和衬套之间而且存在于衬套和滑动轴承壳体之间。

在根据本发明的轴承装置的一个设计方案中，第三径向轴承以滑动轴承的方式构成。滑动轴承是用于支承轴的成本适宜的轴承。

理想地，第三径向轴承沿轴向方向定位在第一径向轴承和第二径向轴承之间。第三径向轴承的所述定位引起轴的挠曲的进一步减少，使得进一步减少轴在第一径向轴承和第二径向轴承中的挠曲进而同样减少倾斜状态。由此，这是用于实现静止地不确定地支承的轴的根据本发明的轴承装置的附加的设计方案。

本发明的第二方面涉及具有工作轮的废气涡轮增压器，其中工作轮包括压缩机叶轮、涡轮叶轮和将压缩机叶轮与涡轮叶轮抗扭地连接的轴，其中工作轮借助于轴承装置能转动地支承在轴承部段中，并且其中工作轮具有轴和抗扭地与轴连接的压缩机叶轮以及抗扭地与轴连接的涡轮叶轮，其中轴承装置根据上文描述的轴承装置构成。本发明的优点除了实现低噪音的废气涡轮增压器之外，还在于由于改进工作轮的轴承装置使废气涡轮增压器的使用寿命延长。此外，借助于改进的轴承装置显著地降低废气涡轮增压器的摩擦功率，因为借助于根据本发明的废气涡轮增压器减少的油膜涡动或油膜振荡的现象对废气涡轮增压器的摩擦功率起主要作用。根据本发明的废气涡轮增压器的所述改进的或减少的摩擦功率例如引起与废气涡轮增压器连接的内燃发动机的燃料需求的降低，因为根据本发明的废气涡轮增压器需要较少的废气质量流量以用于实现根据现有技术的废气涡轮增压器的相同的性能。

在根据本发明的废气涡轮增压器的一个设计方案中，轴以及第三径向轴承由钢构成。这除了由于高质量和高强度的材料钢而引起的延长的使用寿命以外，也有利于构件对的，即轴-径向轴承的滑移性能，使得能够实现进一步的摩擦降低。

在根据本发明的废气涡轮增压器的最简单的进而成本适宜的制造方案中，第三径向轴承借助于压配合以压入轴承部段中的方式定位。

本发明的其他优点、特征和细节从优选的实施例的下面的说明中以及根据附图得到。在上文中提到的特征和特征组合以及在下文中在附图说明中提到的和/或仅在附图中示出的特征和特征组合不仅能够以分别给出的组合形式，而且也以其他组合形式或以单独形式应用，而不脱离本发明的范围。

附图说明

附图示出：

图1示出具有根据本发明的轴承装置的根据本发明的废气涡轮增压器的工作轮的纵剖面的设计图；以及

图2示出与根据本发明的轴承装置的预应力相关的工作轮的轴的中点位置的图表。

具体实施方式

根据本发明的废气涡轮增压器1的工作轮2在根据图1的示例的实施例中构成。废气涡轮增压器1具有未详细示出的能被穿流的废气引导部段，所述废气引导部段在废气涡轮增压器1运行时由流体、通常由废气穿流。废气通常，但不必须是未详细示出的内燃机的燃烧产物。

与废气涡轮增压器1配属有未详细示出的能被穿流的空气引导部段以及在废气引导部段和空气引导部段之间定位的轴承部段3，其中工作轮2可转动地容纳在轴承部段3中。工作轮2具有压缩机叶轮和涡轮叶轮5，所述压缩机叶轮和涡轮叶轮借助于轴6抗扭地连接。压缩机叶轮4设置在空气引导部段的未详细示出的压缩机叶轮腔中，所述空气引导部段通常用于抽吸新鲜空气。涡轮叶轮5能转动地容纳在废气引导部段的未详细示出的轮腔中。

涡轮叶轮5在废气涡轮增压器1运行时由穿流废气引导部段的废气加载和驱动，其中所述涡轮叶轮能够执行转动运动。所述转动运动能够借助于轴6传递到压缩机叶轮4上，由此所述转动运动能够与涡轮叶轮5的转动运动同时地进行。借助于压缩机叶轮4及其转动运动抽吸新鲜空气，所述新鲜空气在空气引导部段中被压缩。

工作轮2的轴6借助于轴承装置7能转动地支承在轴承部段3中，所述轴承装置包括第一径向轴承8和第二径向轴承9。在压缩机叶轮4的区域中还构成有轴向轴承15用于轴向地支承。在本实施例中，第一径向轴承8和第二径向轴承9具有浮动衬套轴承的形式。

第一径向轴承8具有第一轴承轴线10，所述第一轴承轴线与第二径向轴承9的第二轴承轴线11同轴地定位。理想地，工作轮的旋转轴线12在运行状态中对应于第一轴承轴线10和第二轴承轴线11。

在轴承部段3中设有具有第三轴承轴线14的第三径向轴承13。第三径向轴承13在轴承部段3中容纳为，使得在保持径向间距E的情况下第三轴承轴线14平行于第一轴承轴线10或第二轴承轴线11设置。第三径向轴承13在第一径向轴承8和第二径向轴承9之间与所述第一径向轴承和第二径向轴承均匀地隔开，换言之，居中地定位在第一径向轴承8和第二径向轴承9之间以构成预应力。

第三径向轴承13由于其偏心地定位在轴承部段3中而引起近似静态的支承力，所述支承力引起工作轮2的近似静态的支承。第一径向轴承8、第二径向轴承9以及第三径向轴承13本身的刚性由于第三径向轴承13在轴承部段3中的设置而明显比在第三径向轴承13和第一径向轴承8或第二径向轴承9同轴地定位时更高。

所述径向间距E是用于所谓的近似静态的负荷的度量标准。所述间距E选择为越大，近似静态的负荷越大。所述近似静态的负荷越大，其越能实现所谓的油膜涡动或油膜振荡的降低，然而负荷应不超过特定的大小，因为摩擦损耗可能不会降低，反而升高。然而这主要与废气涡轮增压器1的尺寸相关，与所述废气涡轮增压器的运行范围、尤其转速相关。其他相关性由在废气涡轮增压器1中使用的润滑剂、尤其润滑油得到。不同的油具有不同的粘性，并且间距E同样与在废气涡轮增压器1中使用的油相关。这意味着，借助于计算机模拟来确定对于特定的废气涡轮增压器1而言最优的间距E。

最优的间距E的确定会引起轴6超过大的转速范围、在最好的情况下超过整个转速范围的次同步运动的减小、尤其完全消除。轴6的次同步运动理解为轴6的振动与轴6的转速、转子转速成合理的比例。

在图2中，在图表中示出用于轴6在228000min^-1的转速下的运动的计算机模拟的结果。第一运动曲线16示出轴6的中点运动，所述中点运动描述在228000min^-1的转速下的、仅在借助于第一径向轴承8和第二径向轴承9，即不借助于第三径向轴承13支承的情况下的轴6。第三径向轴承13已经定位成与第一轴承轴线10或第二轴承轴线11隔开小的径向间距E，进而在小的附加的预应力下的定位表明轴6的根据第二运动曲线17的中点运动明显降低。随着预应力升高，也就是说随着间距E增加，运动曲线或轴轨迹减小。运动曲线越小，轴6的振动的降低就越大。轴6的油膜涡动或油膜振荡的可能性通常在更高的转速下发生，使得降低声发射以及损坏的风险。

理想地，使用钢作为特别优选的材料，钢用于制造轴6以及第三径向轴承13，所述第三径向轴承以圆柱形的且完全封闭的滑动轴承的形式构成。原则上，优选使用在同时具有耐磨性的情况下具有高的冲击韧性的任意材料。

在一个替选的实施方案中，第三径向轴承13同样能够以所谓的椭圆轴承、可倾瓦轴承或花键轴承的形式构成。所述轴承形式的优点是，可能的油膜涡动或油膜振荡朝着相对于常规的圆柱形的滑动轴承更高的转速推移。