專利名稱：渦輪葉輪的軸的軸承布置的制作方法
渦輪葉輪的軸的軸承布置本發明涉及根據權利要求1前序部分詳細限定類型的、用于渦輪葉輪(turbinewheel)或渦輪葉輪和壓縮機葉輪的軸的軸承布置。與渦輪復合系統方式相同的渦輪增壓機在一般現有技術中是已知的。渦輪復合系統和渦輪增壓機都與交通工具驅動單元(通常為內燃發動機)結合使用，并通過渦輪葉輪將驅動單元的排氣中存在的熱能和壓力能轉換成機械能。在渦輪增壓機或排氣渦輪增壓機中，通常通過將渦輪葉輪連接至壓力機葉輪的軸來將這種機械能直接轉換成轉動能，以用于驅動壓力機葉輪。從而，用于驅動單元的空氣(尤其是用于內燃發動機的進入空氣)通過壓縮機葉輪被壓縮，并且因此在增加的充氣壓力下被供應。具體地，在內燃發動機中，充氣壓力的增加以及供應至內燃發動機的氣團的相關增加使得能夠更有效地燃燒以及更好地利用燃料中儲存的能量。在渦輪復合系統中，情況是這樣的，通過作為推進器的渦輪葉輪從熱排氣中回收的能量也同樣在承載渦輪葉輪的軸處被轉換成機械轉動能。不過，該能量接著用于部件的機械驅動以及機械能的反饋(例如，在內燃發動機的曲軸區域中)。
不論在具有渦輪葉輪和壓縮機葉輪的渦輪增壓器中，還是在渦輪復合系統中，流體動力軸承通常用來支承軸的軸頸，根據一般現有技術，所述軸承包括圓柱形軸承襯套。這些軸承襯套通常設計為浮動襯套，以便軸承襯套具有兩個軸承間隙，一方面一個軸承間隙在靜態固定的殼體和軸承襯套之間，另一方面一個軸承間隙在軸和軸承襯套之間。軸承襯套的浮動設置使得軸承襯套能夠在運行期間在軸和殼體之間旋轉。這主要由這樣的情況導致，由于軸承間隙的小徑向間隙尺寸，粘滯阻力或延緩力引起了浮動軸承襯套上的角動量，從而使軸承襯套旋轉。這種情況下，這種軸承通常通過軸承襯套區域中的潤滑油孔被供以油，以便兩個軸承間隙都有相應的油膜。為了形成流體動力潤滑膜(該潤滑膜可以將尤其是軸和軸承襯套之間的摩擦和磨損最小化)，需要并且期望軸承襯套本身具有相應旋轉速度。不過，在浮動軸承襯套這樣高速旋轉下，會有形成自激振動的風險，該自激振動是由潤滑膜中的渦流引起的。然而，軸承間隙中的流體動力潤滑膜通常會確保旋轉軸的期望阻尼(在這種運行狀態下，會減小軸運動的阻尼和剛度)，這最終會導致不期望的磨損。此外，在具有浮動軸承襯套的軸承運行的期間，會出現次諧波激勵，這會引起聲學噪音。應該防止該種情況，一方面是因為會發出不期望的噪聲，另一方面是會導致次諧波激勵的幅度大到使得軸承由此變得不穩定。最糟的是，這種情況會導致渦輪葉輪由于對殼體的撞擊而損壞。例如，關于排氣渦輪增壓器的軸的軸承，應該參考DE 10 2004 009 412A1。還可以從DE 195 39 678A1中得知這種軸承。DE 195 39 678 Al的架構中描述了浮動軸承襯套，該襯套引導潤滑油通過適當的開口從一個軸承間隙流動至另一個軸承間隙。現在，根據本發明的具體特征在于，將用于潤滑油的傳輸孔的結構配置成其阻礙浮動軸承襯套隨著軸的不斷增加的旋轉速度而增加的旋轉。此外，從另外的一般現有技術中可以獲知這種流體動力軸承形式的軸承，例如，為DE I 575 563的形式，其中軸承襯套或安裝在軸承襯套中的軸具有的截面輪廓在垂直于旋轉軸線的截面上彼此不同。這些非圓或至少非圓形的截面輪廓使得能夠實現并且改進流體動力潤滑膜。不過，在浮動軸承襯套的情況下，由于這種結構通常傾向于促進(而不是阻礙)軸承襯套在相應的較高軸轉速的挾帶下而達到高轉速，所以這種結構只在有限范圍內是可能的。在此背景下，此處本發明的目的是提供用于渦輪葉輪或渦輪葉輪和壓力機葉輪的軸的軸承布置，所述軸承布置被設計成避免不期望的振動，同時降低制造過程中的花費。通過具有權利要求1的特征部分的特征的軸承布置來達到該目的。權利要求3和6的特征部分中的特征提供了用于上述目的的可替換的獨立解決方案。在每一種情況下，根據此目的的從屬權利要求具體地描述了根據本發明的具體軸承布置的有利且有優勢的進一步實施例。根據權利要求1特征部分可以實現上述目的的第一方案，由此第一軸承間隙的半徑和第二軸承間隙的半徑相對軸的旋轉軸線的比在軸承襯套的最大軸向延伸范圍內至少改變一次。因此，兩個軸承間隙可以(例如)朝向彼此傾斜地延伸，以便將浮動軸承襯套配置成基本上圓錐形的。替換實施例也是可行的，該替換實施例例如具有這樣的軸承間隙，該軸承間隙沿軸向方向連續或斷續地以幾個梯級延伸至另一軸承間隙中。最終，還可行的是將軸承間隙配置成，使得這些軸承間隙具有不同的軸向長度或者沿軸向方向設置在不同的位置。這樣還會使得軸承間隙的半徑比在浮動軸承襯套軸向延伸范圍內發生改變或突跳。
權利要求3特征部分的特征描繪了其替代方式。根據本發明的軸承的該實施例，軸承間隙相對彼此偏心設置。此處軸承間隙可以再次以圓柱側表面的樣式來配置。不過，相應圓柱的中心軸線并沒有疊合在彼此上，而是彼此相鄰地平行延伸，或者甚至可以彼此成角度地延伸。因此，這種軸承間隙相對彼此的偏心設置也可以達到上述目的。以尤其有利且有優勢的方式，通過根據本發明的前述解決方案，規定軸承間隙沿軸向方向具有恒定的間隙寬度。無論軸承間隙本身的輪廓如何，軸承間隙沿軸向方向的這個恒定間隙寬度形成了特別簡單且有效的結構，特別是在生產中這相應地可以簡單地實現。此外，由于軸承間隙具有恒定的間隙寬度，這使得在整個可用的軸承表面上可以進行有效且一致地安裝。最后，另外地，權利要求6特征部分說明的解決方案也可以達到上述目的。在這種情況下，規定軸承間隙中至少一個的間隙寬度(也就是徑向間隙尺寸)在軸承間隙的軸向方向上改變。該結構于是具有錐形軸承間隙。這種情況下，所有三種幾何解決方案變型都基于相同的機制。每個解決方案變型均可以單獨和/或彼此結合使用。形成這些實施例基礎的共同效果使得振動激勵最小化。從而增加安裝可靠性，并且減少聲發射。根據發明人的研究，上述幾何結構(各自獨立或彼此結合)能夠在運行期間產生多維度矢量場形式的力，該力同時會使得軸承布置穩定(例如通過沿旋轉軸線方向的矢量分量的作用)，并且還能夠減小振動。此外，利用相應的力使止推軸承卸載，或在某些情況下，甚至可以完全省去止推軸承。根據本發明，這種方法可以非常簡單地且有成本效益地實現，因為該方法不是試圖減輕已經產生的振動的作用，而是已經防止形成這種不期望的振動。特別地，在具有軸承間隙的偏心設置或與這種偏心設置結合時，還可以額外地形成期望的不平衡，這可以以恰當的方式抵消振動激勵。在根據本發明的軸承布置結構的特別有優勢的另一實施例中，進一步規定兩個軸承間隙都配置成朝向彼此傾斜。由于軸承間隙的傾斜具有不同的代數符號，因此在運行期間產生力，該力始終具有沿軸向方向的矢量分量。由于一個軸承間隙中的矢量分量根據傾斜沿著與另一個軸承間隙相反的方向延伸，這會使得軸承布置在運行期間在側向上穩定。根據本發明的軸承的另一非常有優勢的實施例，進一步規定在軸承襯套軸向延伸范圍的路線中，軸承襯套的材料厚度和/或材料狀況不同。除了期望的幾何形狀引起軸承襯套的壁或材料厚度不同之外，由于實質上改變的動態行為的結果，形狀的變化還伴隨著重心的改變。這可以用于確保某一振動行為。以相同的方式，該效果還可以由不同材料(例如，不同密度的材料)實現。相應軸承間隙中的潤滑油的流量比還會受到表面結構化或使用的表面粗糙度的影響。根據按照本發明的軸承布置的非常有優勢的另一實施例，進一步規定軸承襯套具有相對其幾何中心軸線的靜態和/或動態的不平衡。這會促使在軸承間隙中積聚壓力。同時，上述實施例的結果是，可以設定軸承襯套相對于軸的旋轉速度的預定差值，這例如可以用于避免不期望的聲學影響。因此，在實踐中，可以相對軸的轉速將軸承襯套的有利轉速設置為20%到50%，這已被證實特別有效。從其余的從屬權利要求中，可以得到根據本發明各種可能變型的軸承布置的進一步有利實施例，并且通過下文中參照附圖詳細說明的示例實施例，這些有利實施例會變得更清晰。在附圖中:
圖1示出了示例性渦輪增壓器的截面圖，以說明根據本發明的軸承；圖2示出了具有軸承襯套的軸承布置,該軸承襯套具有傾斜的軸承間隙；圖3示出了具有軸承襯套的軸承布置,該軸承襯套具有相對于彼此傾斜的兩個軸承間隙； 圖4示出了具有兩個軸承間隙的軸承布置，這兩個軸承間隙沿著相反的方向傾斜；圖5示出了具有兩個柱形區域的軸承襯套，這兩個柱形區域具有不同的直徑；圖6示出了軸承襯套，該軸承襯套的外軸承間隙具有柱形區域和錐形區域；圖7示出了軸承襯套，該軸承襯套的外軸承間隙和內軸承間隙各自均具有柱形區域和錐形區域；圖8示出了具有根據圖3的兩個軸承襯套的軸承布置；圖9示出了一軸承襯套，該軸承襯套具有長度不同的兩個同心軸承間隙；圖10示出了一軸承襯套,該軸承襯套具有長度相同且具有軸向偏移的兩個同心軸承間隙；圖11示出了一軸承襯套，該軸承襯套能克服彈簧元件的作用力而軸向位移；圖12示出了一軸承襯套，該軸承襯套具有沿著軸向方向的可變軸承間隙；以及圖13示出了一軸承襯套，該軸承襯套具有偏心設置的兩個柱形間隙。圖1的示意圖中示出了排氣渦輪增壓器1，將本發明作為用于該廢氣渦輪增壓器的示例進行解釋。這自然也可以類似地應用于渦輪復合系統的軸和渦輪葉輪。排氣渦輪增壓器I包括渦輪葉輪2、軸3以及壓縮機葉輪4。排氣(例如，來自未示出的內燃發動機區域的熱排氣)通過以螺旋形狀圍繞渦輪葉輪2的外周界延伸的螺旋殼體5流進渦輪葉輪2的區域中，并且由于渦輪葉輪葉片6的作用而驅動該渦輪葉輪。在此處示出的示例實施例中，可在螺旋殼體5與渦輪葉輪2的葉片6之間確定具有導向輪葉(vane)7的可變渦輪導流板(guide baffle)。這在一般現有技術中是已知，并且在渦輪增壓器I中很常見。不過無論如何，在此這對本發明沒有任何影響，從而不再詳細地討論其功能。排氣渦輪增壓器I還可以實施為沒有導向輪葉7。將軸3以扭矩驗證(torque-proof )的方式連接至潤輪葉輪2,該潤輪葉輪的部件以扭矩驗證的方式連接至壓縮機葉輪4。壓縮機葉輪4從周圍環境中抽吸新鮮空氣，并且在螺旋殼體8的區域中壓縮該空氣，該螺旋殼體圍繞壓縮機葉輪4設置。接著使用壓縮空氣以增加用于內燃發動機的氣團，以用于所謂的增壓。此外，渦輪增壓器I具有靜態殼體9，其位于渦輪葉輪2與壓縮機葉輪4之間。在該靜態殼體9的區域中，通過軸承襯套10安裝軸3。通過殼體9經由大體上示出的線路將潤滑油供應至軸承襯套10，以便形成流體動力軸承。將隨后將要進一步詳細討論的軸承襯套10配置為浮動軸承襯套10。這表示軸承襯套在殼體9與軸承襯套10之間形成第一軸承間隙11，并且在軸承襯套10與軸3之間形成第二軸承間隙12。這可以在圖2的示意圖中的其中一個軸承襯套10的放大示意圖中更好地確定。圖2中的示意圖示出了軸3和靜態殼體9以及環13以扭矩驗證的方式設置在軸上或者與軸3形成為一體。圖2以及以下各個圖形中等同地示出了該環或軸承環13，且該環或軸承環尤其應該與軸形成為一體。現在，上面已經提及的第二軸承間隙12位于該軸承環13與軸承襯套10之間，而第一軸承間隙11位于軸承襯套10與殼體9之間。可以以本身已知的方式向軸承間隙11、12供應潤滑油。為此目的，除了殼體9中的孔之外，可以在軸承襯套10本身的區域中設置一個或多個孔。為簡化此處以及以下陳述，將略去對這種孔的陳述。將軸承間隙11、12以及浮動軸承襯套10配置成使得第一軸承間隙11相對軸3的旋轉軸線14具有第一半徑第二軸承間隙12具有不同于該第一半徑的半徑r2。此處將兩個半徑!^和巧作為示例在軸向位置中示出。在圖2的示意圖中，以錐形包絡面的樣式配置第一軸承間隙11，因此第一軸承間隙相對于軸3的旋轉軸線14傾斜地延伸。第一軸承間隙11的半徑A在軸承襯套10的最大寬度上變化，在圖2的示意圖中該最大寬度以X表征。在該示例實施例中，應將第二軸承間隙12配置為圓柱體的側表面，以便第二軸承間隙12的半徑r2在軸承襯套10的最大寬度X上不變化。因此，根據圖2的示意圖中軸承襯套10的特定配置的特征在于，沿軸線方向在軸承襯套10的最大延伸范圍X上，兩個軸承間隙
11、12的半徑相對于彼此的Kr1ZV2不是恒量。在此處示出的實施例中，該比從軸承襯套10的一側開始沿軸向方向朝向軸承襯套10的另一側連續地變化。優選地，在這種情況下，軸承間隙11、12的間隙寬度沿軸向方向是恒定的。在下文描述的示例實施例中，將說明根據本發明的軸承襯套10的各種可能實施例。利用圖2中示出的示意結構的類似結構行解釋，此處只詳細討論與已經說明結構的不同之處。在圖3的 示意圖中，設計了與圖2中示出配置非常類似的軸承襯套10。與圖2的示意圖相比，僅僅示出了這樣的區別，即不僅第一軸承間隙11而且第二軸承間隙12也相對旋轉軸線14傾斜。由于這兩個軸承間隙仍然相對彼此傾斜，因此半徑的比IVr2在軸承襯套10的軸向延伸范圍X上連續地變化在這里也是適用的。在這種情況下，將軸承間隙11、12的傾斜設計成使得，所述傾斜各自在軸承襯套10相同側上與旋轉軸線14圍成角度α、β。因此，所述傾斜沿著相同方向延伸。圖4中的示意圖示出了軸承襯套的另一結構，其中軸承間隙11、12也都是傾斜的。不過，不同于圖3中所選擇的軸承襯套10的實施例，此處第一軸承間隙11的延伸范圍與在軸承襯套10另一側上自第二軸承間隙12的延伸范圍開始的旋轉軸線14相交。因此，所述軸承間隙沿著相反的方向傾斜。這使得可以補償沿著旋轉軸線14的軸向方向作用的分力，這是因為該分力的一部分獨自作用在一個方向上，并且該分力的另一部分獨自作用在另一方向上。比IVr2在軸承襯套10的寬度X上不恒定在此處也是適用的。圖5的示意圖中示出了軸承襯套10的另一可能實施例。將該實施例設計使得，第二軸承間隙12 (還是與圖2的示意圖類似)類似地延伸至圓柱體側表面。另一方面，第一軸承間隙11具有三個不同區段，這三個不同區段在軸承襯套的寬度X上沿軸向方向一個接著一個。這三個區段具有不同半徑IV因此，半徑!^突然改變，以便形成外表面上的階梯軸承襯套10。除了徑向力之外，這樣還可以吸收軸向力，因為在橫截面突然變寬的區域中，還可以沿著旋轉軸線14的方向引入力。因此，可以在一個部件中實現軸向安裝和徑向安裝。不同于至此示出的實施例，這種情況下，比IVr2不會在軸承襯套10的寬度X上連續地變化，而是進行二次跳變。圖6中可以再次看到類似構造的軸承襯套10。在實際中，其結合了圖2示意圖中的實施例以及圖5示意圖中的實施例，以便在此形 成軸承襯套10，該軸承襯套實現了 Γι與r2的比在第一分區中的連續變化，以便接著在這個比對于軸承襯套10軸向延伸范圍的其余部分保持恒定之前，實現這個比的突變。在圖7的示意圖中可以看見聯合了圖3與圖5中實施例的類似結合。圖8再次采用了已經在圖3的架構中討論過的示例實施例。取代了單個軸承襯套10，此處在軸3上設置了兩個軸承襯套2。這些軸承襯套具有不同的傾斜方向。此處，將軸承襯套10構造為關于垂直于旋轉軸線14的平面而鏡面對稱。這種對稱的結果是，在左邊軸承襯套10的區域中以及在右邊軸承成套10的區域中，可以得到沿著軸向方向的相當的分力。在圖8中示出的結構中，因此可以完全省略結構通常總是比徑向軸承更復雜的止推軸承。圖9示出了軸承襯套10的另一可能結構。在該實施例中，軸承襯套10具有基本同心的兩個軸承間隙11、12。以圓柱體側表面的樣式構造這兩個軸承間隙。不過，這兩個軸承間隙沿軸向方向在不同尺寸的區段上延伸。這會導致兩個軸承間隙彼此之間的半徑比Γι/γ2的跳變，因為在相應的所述區段中半徑r2之一為零。圖10中示出的軸承襯套10的實施例的運轉類似。此處兩個軸承間隙11、12沿軸向具有相同長度，但是其起點或端點設置為相對彼此沿軸向方向偏移。這也會導致半徑
r2相對彼此的比的跳變，從而使得可以利用相當簡單的結構來實現根據本發明的效果。圖11的示意圖中再次采用了圖3中示出的結構。除了圖3中的示意圖之外，利用以F指明的箭頭指出了外力，此處該外力額外地作用于軸承襯套10上。該外力阻礙軸承襯套10沿著軸向方向的移位(在圖11中示出的示例實施例中，該移位沿著軸向方向向右)，使得由于流量比和彈簧力F隨著該移位的改變而得到自調節系統。從而，安全且可靠地消除潤滑膜的任意中斷，并且增加的振動會導致軸承襯套10克服彈簧力而位移，其中所述彈簧力會隨著軸承襯套10不斷增加的偏斜利用不斷增加的力來使這些恢復，以便該系統以自調節的方式確保穩定的安裝。除了軸承間隙11、12的間隙寬度恒定的優選實施例之外，圖12中示出了替換實施例。該實施例具有軸承襯套10，第一軸承間隙11處于軸承襯套10與殼體7之間，以使得該第一軸承間隙由此在軸承襯套10的軸向寬度X上改變其間隙尺寸或間隙寬度。在圖12中的示意圖中，右手側的第一軸承間隙11具有由匕指明的第一間隙寬度，而在軸承襯套10或軸承間隙11的相對的軸向側上，所述第一軸承間隙具有由1^2指明的更大間隙寬度。這還會導致軸承間隙中不均勻的壓力聚積，這有助于防止不期望的振動。圖13的示意圖中明確了另一概念。此處，將軸承襯套10設計成使得，如圖11的示意圖中高度放大示出的，外圓柱表面和內圓環表面的中心軸線相對彼此偏心地設置，其中所述外圓柱表面形成軸承襯套10與殼體7之間的第一軸承間隙11，所述內圓環表面形成軸3或環13與軸承襯套10之間的第二軸承間隙12。因此，所述中心軸線不與軸3的旋轉軸線14對準，而是至少有一個軸線偏離旋轉軸線14，并且在圖13的示意圖中與軸3的所述旋轉軸線平行設置。此處說明的所有實施例都可以彼此結合，由此，例如以一種方式構造軸3的一個軸承，并且以另一種方式 構造軸3的另一個軸承。此外，在一個軸承襯套10中，可以將此處說明的思想彼此結合，以便(例如)彈簧力也可以作用于偏心構造的軸承襯套10，或者具有變化的半徑比IVr2的軸承襯套10可以另外地偏心設置，和/或軸承間隙11、12的其中之一具有沿軸向方向變化的間隙寬度b。所有構造都有助于減少次諧波激勵或自激振動。因此，這些構造能夠最小化或防止聲擾動，并且尤其能夠確保軸3在安裝中不會不穩定，這種不穩定會導致軸和渦輪葉輪2的系統以及可選地壓縮機葉輪4的相應擺動。在最差情況下，這會導致軸3、渦輪葉輪2以及壓縮機葉輪4的轉子損壞。所有變型都將止推軸承卸載，以便在止推軸承應該/必須存在的情況下，能構造成結構。這些構造可簡單且有效地實施。這些構造能夠(例如)替換傳統浮動襯套，而不需要殼體9的其他構造和/或需要實質性地改變可能的止推軸承。
權利要求
1.一種用于渦輪葉輪(2)的軸(3)或渦輪葉輪(2)和壓縮機葉輪(4)的軸的軸承布置，其中: 1.1所述渦輪葉輪(2)由車輛驅動單元的排氣驅動，所述軸承布置包括: 1.2靜態殼體(9)， 1.3所述靜態殼體與相對于所述殼體(9)以能夠旋轉地運動的方式設置的軸承襯套(10)—起圍成第一軸承間隙(11)，其中 1.4所述軸承襯套(10)以能夠旋轉地運動的方式容納所述軸(3)并且與所述軸一起圍成第二軸承間隙(12 )，其特征在于， 1.5所述第一軸承間隙(11)和所述第二軸承間隙(12)相對于所述軸(3)的旋轉軸線(14)的半徑(rp r2)的比(IVr2)在所述軸承襯套(10)的最大軸向延伸范圍(x)上改變至少一次。
2.根據權利要求1所述的軸承布置，其特征在于，所述軸承間隙(11、12)彼此偏心地設置，或者所述軸承間隙(11、12)中的至少一個具有沿所述軸向方向變化的間隙寬度(bl、b2)。
3.一種用于渦輪葉輪(2)的軸(3)或渦輪葉輪(2)和壓縮機葉輪(4)的軸的軸承布置，其中 3.1所述渦輪葉輪(2)由車輛驅動單元的排氣驅動，所述軸承布置包括: 3.2靜態殼體(9)， 3.3所述靜態殼體與相對于所述殼體(9)以能夠旋轉地運動的方式設置的軸承襯套(10)—起圍成第一軸承間隙(11)，其中 3.4所述軸承襯套(10)以能夠旋轉地活動的方式容納所述軸(3)并且與所述軸一起圍成第二軸承間隙(12 )，其特征在于， 3.5所述軸承間隙(11、12 )彼此偏心地設置。
4.根據權利要求1或3所述的軸承布置，其特征在于，所述軸承間隙(11、12)沿軸向方向具有恒定的間隙寬度。
5.根據權利要求3所述的軸承布置，其特征在于，所述第一軸承間隙(11)和所述第二軸承間隙(12)相對于所述軸(3)的旋轉軸線(14)的半徑(r1、r2)的比(IyV2)在所述軸承襯套(10)的最大軸向延伸范圍(X)上改變至少一次,或者所述軸承間隙(11、12)中的至少一個沿軸向方向具有變化的間隙寬度(I^b2)15
6.一種用于渦輪葉輪(2)的軸(3)或渦輪葉輪(2)和壓縮機葉輪(4)的軸的軸承布置，其中 6.1所述渦輪葉輪(2)由車輛驅動單元的排氣驅動，所述軸承布置包括: 6.2靜態殼體(9), 6.3所述靜態殼體與相對于所述殼體(9)以能夠旋轉地運動的方式設置的軸承襯套(10)—起圍成第一軸承間隙(11)，其中 6.4所述軸承襯套(10)以能夠旋轉地運動的方式容納所述軸(3)并且與所述軸一起圍成第二軸承間隙(12)，其特征在于 6.5所述軸承間隙(11、12)中的至少一個沿軸向方向具有變化的間隙寬度(bl、b2)。
7.根據權利要求6所述的 軸承布置，其特征在于，所述第一軸承間隙(11)和所述第二軸承間隙(12)相對于所述軸(3)的旋轉軸線(14)的半徑(r1、r2)的比(IyV2)在所述軸承襯套(10)的最大軸向延伸范圍(X)上改變至少一次,或者所述軸承間隙(11、12)中的至少一個沿軸向方向具有變化的間隙寬度(h、b2)。
8.根據前述權利要求中的一項所述的軸承布置，其特征在于，所述軸承間隙(11、12)中的至少一個相對于所述旋轉軸線(14)和/或另一個所述軸承間隙(12、11)傾斜。
9.根據前述權利要求中的一項所述的軸承布置，其特征在于，兩個所述軸承間隙(11、12)配置成相對彼此傾斜。
10.根據前述權利要求中的一項所述的軸承布置，其特征在于，所述軸承間隙(11、12)中的一個的半徑(r1、r2)具有至少一個連續或突然的變化。
11.根據前述權利要求中的一項所述的軸承布置，其特征在于，所述軸承襯套(10)的材料厚度和/或狀況在所述軸向寬度(X)路線上變化。
12.根據前述權利要求中 的一項所述的軸承布置，其特征在于，所述軸承襯套(10)相對于其幾何中心軸線具有靜態和/或動態不平衡。
13.根據前述權利要求中的一項所述的軸承布置，其特征在于，至少一個所述軸承間隙(11、12)的尺寸設計為沿著其周邊具有不同的間隙厚度。
14.根據前述權利要求中的一項所述的軸承布置，其特征在于，所述軸承襯套(10)能夠克服基本上沿著所述軸(3)的旋轉軸線(14)的方向作用的復原件的復原力(F)而運動，所述復原力特別是彈簧力。
15.根據前述權利要求中的一項所述的軸承布置，其特征在于，獨立于所述軸承襯套(10)，在所述軸(3)與所述殼體(9)之間設置根據前述權利要求中的一項的至少一個第二軸承襯套(10)。
全文摘要
本發明涉及一種用于渦輪葉輪(2)的軸(3)或渦輪葉輪(2)和壓縮機葉輪(4)的軸的軸承布置，其中渦輪葉輪(2)由車輛驅動單元的排氣驅動，所述軸承布置包括靜態殼體(9)，該靜態殼體與相對于殼體(9)以能夠旋轉運動的方式設置的軸承襯套(10)一起圍成第一軸承間隙(11)，其中軸承襯套(10)以能夠旋轉運動的方式容納軸(3)，并且與所述軸一起圍成第二軸承間隙(12)。本發明的特征在于第一軸承間隙(11)和第二軸承間隙(12)相對于軸(3)的旋轉軸線(14)的半徑(R1、R2)的比(R1/R2)在軸承襯套(10)的最大軸向延伸范圍(x)上改變至少一次。
文檔編號F04D29/057GK103237992SQ201180058319
公開日2013年8月7日 申請日期2011年11月11日 優先權日2010年12月1日
發明者伯恩哈德·施魏策爾, 馬里奧·西韋特 申請人:沃依特專利有限責任公司