Die vorliegende Erfindung betrifft ein Verfahren zur Äenderung des Schwingungsverhaltens eines mindestens eine Welle aufweisenden, mehrfach gelagerten Wellenstranges durch Änderung der Feder- und/oder Dämpfungskonstante mindestens eines mit aus dem zusammengebauten Lagergehäuse demontierbaren Lagerschuhen ausgerüsteten Gleitlagers. Die Erfindung betrifft ebenfalls eine Einrichtung zur Durchführung des Verfahrens.
Die schwingungstechnisch richtige Auslegung einer Kraftanlage ist wegen der grossen Anzahl der zu beachtenden Parameter ein komplexes Problem. Eigenschaften des Unterbaus, des Fundamentes, der Grundplatten, der Lagerung und des Rotorstranges spielen eine grosse Rolle. Da diese Elemente häufig von verschiedenen Firmen geliefert werden, entsteht ein Koordinationsproblem.
Ausserdem ist das physikalische Modell eines solchen schwingungsfähigen Gebildes so komplex, dass für die Berechnung Vereinfachungen getroffen werden müssen. Diese haben zur Folge, dass das Rechenergebnis nicht die Wirklichkeit beschreibt. Die Folge davon können schwingungstechnisch schlecht ausgelegte Kraftanlagen sein, die man auf der ganzen Welt antrifft.
Wenn im Nachgang an einer solchen Maschine Änderungen vorgenommen werden sollen, die das Schwingungsverhalten der Maschine verbessern sollen, so kann dies praktisch nur durch Änderung der Steifigkeits- und Dämpfungseigenschaften der Lagerung geschehen. Dazu muss bis heute aber die Maschine für längere Zeit stillgelegt werden, die Gehäuse müssen geöffnet und die Rotoren entfernt werden, um an der Lagerung selbst arbeiten zu können. Diese Manipulationen dauern Wochen, verursachen bei Grossmaschinen täglich einen kostspieligen Produktionsausfall und haben ein zweifelhaftes Ergebnis, denn die Reparatur gewährleistet von vornherein keinen sicheren Erfolg.
Aufgabe der Erfindung ist es, die Nachteile des bekannten Verfahrens zur Änderung des Schwingungsverhaltens eines Wellenstranges zu vermeiden und ein Verfahren der eingangs genannten Art zu schaffen, bei welchem zur Verbesserung des Schwingungsverhaltens einer Maschine diese für nur kurze Zeit stillgesetzt werden muss, wobei das Resultat der Reparatur voraussehbar ist und ein sicherer Erfolg gewährleistet ist.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäss dadurch gelöst, dass der Wellenstrang ausser Betrieb gesetzt wird, dass der Abstützung der Lagerschuhe dienende Abstützorgane aus dem Lagergehäuse ohne Abdeckung und Ausbau der Welle von aussen demontiert werden und durch solche Abstützorgane ersetzt werden, die andere, vorbekannteFeder- und/oder Dämp- fungskonstanten aufweisen, und dass der Wellenstrang, der nun andere Schwingungscharakteristiken besitzt, wieder in Betrieb gesetzt wird.
Die zur Durchführung des Verfahrens erfindungsgemäss vorgesehene Einrichtung zeichnet sich aus durch Mittel, die die Abstützorgane in im Lagergehäuse ausgebildeten Aufnahmeöffnungen festhalten bzw. für die Demontage der eingebauten Abstützorgane und für den Einbau anderer, einbaufertiger Abstützorgane mit anderen Feder- und/oder Dämpfungskonstanten freigeben.
Die Erfindung löst also das Problem der zur Verbesserung des Schwingungsverhaltens einer fertiggebauten Kraft- anlage oft notwendigen Reparatur dadurch, dass die Rotoren von vorneherein auf Abstützorganen definierter Steifigkeit und Dämpfung, d. h. vorbestimmter Feder- und Dämpfungskonstaaten, gelagert sind, die von aussen im Lagerbock auswechselbar sind, ohne dass das Gehäuse abgedeckt und die Welle ausgehoben werden müsste. Die dynamischen Eigenschaften der Abstützorgane sind von vornherein bekannt und können am Prüfstand für sich allein gemessen werden, so dass deren spätere Auswirkungen im Verein mit der Welle vorbestimmt werden können und ein eindeutiger Erfolg der Reparatur gesichert ist.
Nachstehend werden Ausführungsbeispiele der Erfindung anhand der Zeichnung erläutert. Es zeigen:
Fig. 1 ein Gleitlager mit Lagerschuhen und Abstützorganen, wobei die zwei unteren Abstützorgane von aussen auswechselbar sind;
Fig. 2 einen Schnitt durch ein in grösserem Massstab dargestelltes Abstützorgan;
Fig. 3 ein in grösserem Massstab dargestelltes Detail des Gleitlagers, welches die Funktion eines Abstützorganes veranschaulicht.
In den verschiedenen Figuren sind gleiche Bestandteile mit gleichen Bezugszeichen bezeichnet.
Das Gleitlager nach der Fig. 1, z. B. zur Lagerung des Welienstranges einer Dampfturbinenanlage, weist das im weiteren als Gehäuse 1 bezeichnete Lagergehäuse auf, welches aus dem Unterteil 27 und dem Oberteil 28 besteht. Die im Gehäuse 1 vorgesehenen Zuführkanäle 30 dienen der Zufuhr der im weiteren als Flüssigkeit bezeichneten Schmier- und Dämpfungsflüssigkeit zu den Abstützorganen 2, 2' und dem zwischen der Welle 26 und dem Lagerschuh 3 vorhandenen Schmierspalt 25. Im Gehäuse 1 sind die Bohrungen 4 vorgesehen, die die Ringkanäle 29 aufweisen, die ihrerseits mit den Zuführkanälen 30 kommunizieren und zur Verteilung der Flüssigkeit an die Abstützorgane 2, 2' ausgebildet sind. Die Welle 26 ist durch die Lagerschuhe 3 abgestützt, von denen die unteren durch die Abstützorgane 2 abgestützt sind.
Jedes Abstützorgan 2 ist in einer Bohrung 4 des Unterteiles 27 mit einem Gleitsitz so angeordnet, dass es ohne Schwierigkeiten in seine Bohrung 4 hineingeschoben oder aus dieser hinausgezogen werden kann. Jeder abgeschrägte Boden 5 eines Abstützorganes 2 kann mit einer Keilfläche eines Gleitsteines 6 in oder ausser Eingriff gebracht werden, so dass das Abstützorgan 2 in Stellung gehalten oder aus dieser freigegeben werden kann. Durch Verschiebung eines Gleitsteines 6 kann ferner eine radiale Verschiebung des entsprechenden Abstützorganes 2 und des durch dieses abgestützten Lagerschuhes 3 hervorgerufen werden, wodurch die Möglichkeit einer Justierung, d. h. einer Zentrierung des Lagerschuhes 3 in bezug auf die Drehachse der Welle 26 gegeben ist.
Es könnte auch ein einen geraden Boden aufweisendes Abstützorgan 2 mit Hilfe eines in die Bohrung 4 hineingeschraubten Befestigungsorgans (nicht gezeigt) in Stellung gehalten oder aus dieser freigegeben werden. Auf ähnliche Weise könnte das Abstützorgan 2 selber in die Bohrung 4 hineingeschraubt sein.
Allen vorher beschriebenen Befestigungsanordnungen ist gemeinsam, dass das Abstützorgan 2 von aussen im Unterteil 27 auswechselbar ist, ohne dass das Lagergehäuse 1, und das die Welle 26 umgebende Turbinengehäuse geöffnet und die Welle 26 ausgehoben werden müsste. Dadurch ist die Möglichkeit gegeben, bei einer notwendigen Reparatur die zufolge ihrer Feder- und/oder Dämpfungskonstanten ein ungünstiges Schwingungsverhalten verursachenden Abstützorgane 2 rasch zu entfernen und durch andere Abstützorgane 2 zu ersetzen, die aufgrund der für die Korrektur des Schwingungsverhaltens notwendigen Werte der Feder- und/oder Dämpfungskonstanten vorgewählt sind.
Das im Oberteil 28 untergebrachte Abstützorgan 2', das einen im wesentlichen gleichen Aufbau zeigt, erfüllt eher die Funktion einer Amplitudenbegrenzung der Wellenschwingung, und da seine Feder- und Dämpfungskonstanten das Schwingungsverhalten des Wellenstranges nicht beeinflussen, muss es bei einer Reparatur nicht entfernt werden und braucht daher nicht von aussen auswechselbar zu sein. Es kann also bei abgedecktem Gehäuse 1 von innen eingesetzt sein, wie dies in der Fig. 1 gezeigt ist. Der Schraubenbolzen 31 dient der Justierung und Fixierung des Abstützorgans 2' im Oberteil 28, ohne Demontage.
Jedes Abstützorgan 2 (Fig. 2) weist eine durch eine Federkonstante gekennzeichnete Federungsvorrichtung zur Federung der Radialbewegung eines Lagerschuhes 3 und eine durch eine Dämpfungskonstante gekennzeichnete Dämpfungs- vorrichtung zur Dämpfung der Radialbewegung des Lagerschuhes 3 auf. Die Federungsvorrichtung besteht im wesentlichen aus den Federungselementen 9, die in der nicht durchgehenden Bohrung 8 des zylindrischen Blockes 7 aufeinandergestapelt sind. Am freien Ende des Stapels der Federungselemente 9 ist eine Pfanne 10 in der Bohrung 8 axial verschiebbar angeordnet. Die Pfanne 10 mittels eines in sie hineingeschraubten, durch den Bodenteil des Blockes 7 und die Federungselemente 9 hindurchgehenden Dehnbolzens 12 so gehalten, dass sie die Federungselemente 9 gegeneinander und gegen die Bodenfläche der Bohrung 8 des Blockes 7 drückt.
Die Zwischenräume 13, die zwischen den als Tellerfedern wirkenden Federungselementen 9 vorgesehen sind, ermöglichen eine Relativbewegung der letzteren zueinander. Die die Federungsvorrichtung eines Abstützorgans 2 kennzeichnende Federkonstante ist in grossem Masse von der Anzahl der im Abstützorgan 2 aufeinandergestapelten Federungselemente 9 und von der Form und den Abmessungen der einzelnen Federungselemente 9 abhängig. Jedoch hat die im Betrieb in den Zwischenräumen 13 vorhandene Flüssigkeit auf die Federkonstante ebenfalls einen nicht unwesentlichen Einfluss.
DieDämpfungsvorrichtung, die eine hydraulisch wirkende Vorrichtung ist, weist ein System von in hydraulischer Verbindung stehenden Strömungswegen auf, über welche die Flüssigkeit in das Abstützorgan 2 hinein- und aus diesem hinausströmen kann. Die im Dehnbolzen 12 axial verlaufende Bohrung 14 und die mit dieser kommunizierende, in Querrichtung des Dehnbolzens 12 verlaufende Bohrung 15 bilden einen Strömungsweg, welcher mit den Zwischenräumen 13 über die in den Federungselementen 9 ausgebildeten blendenartigen Durchlässe 16 in Verbindung steht. Die Zwischen- räume 13 kommunizieren mit einem die Federungselemente 9 umgebenden, zwischen der Bohrung 8 des Blockes 7 und den Fedrerungselementen 9 vorgesehenen Leckageraum 20, welcher mit einem an der Umfangsfläche der Pfanne 10 ausgebildeten Ringkanal 17 in hydraulischer Verbindung steht.
Zwischen dem Leckageraum 20 und dem Ringkanal 17 ist eine Drosselstelle (nicht gezeigt) vorgesehen. Diese dient als Mittel zur Aufstauung der aus dem Abstützorgan 2 hinausstömenden Flüssigkeit, derart, dass der Flüssigkeitsdruck im Abstützorgan 2 nur wenig unterhalb des im Schmierspalt 25 zwischen der Welle 26 und dem Lagerschuh 3 vorhandenen Flüssigkeitsdruckes liegt. Dies ist wegen der starken Abhängigkeit des Volumen-E-Moduls der Flüssigkeit vom Druckpegel und Luftgehalt notwendig. Der Ringkanal 17 kommuniziert mit dem Ringkanal 29 des Unterteils 27 über in der Wand des zylindrischen Blockes 7 vorgesehene Öffnungen 32.
An der freien Stirnfläche der Pfanne 10 ist eine konkave sphärische Abstützfläche 18 zur Abstützung eines Lagerschuhes 3 vorgesehen. Eine Mehrzahl von mit dem Ringkanal 17 kommunizierenden, in der Pfanne 10 vorgesehenen Bohrungen 19 verlaufen in einem Winkel relativ zur Achse des Abstützorgans 2 und münden in der Abstützfläche 18.
Die die Dämpfungsvorrichtung eines Abstützorgans 2 kennzeichnende Dämpfungskonstante ist im wesentlichen vom gesamten hydraulischen Widerstand gegen die Strömung der Flüssigkeit durch das Abstützorgan 2 abhängig. Der Durchmesser der blendenartigen Durchlässe 16, die axialen Breiten der Zwischenräume 13 und die radiale Breite des Leckageraumes 20 sind dabei die Parameter, welche auf die Dämpfungskonstante einen wesentlichen Einfluss haben.
Jeder Lagerschuh 3 weist eine sphärische, konvexe Auflagefläche 21 (Fig. 3) auf, die im montierten Zustand des Abstützorgans 2 mit der Abstützfläche 18 des letzteren in Eingriff steht. Ferner sind in jedem Lagerschuh 3 in dessen Querrichtung verlaufende Bohrungen 22 vorgesehen, die mit den Bohrungen 19 des entsprechenden Abstützorgans 2 kommunizieren und in einer etwa in Längsrichtung des Lagerschuhes 3 verlaufenden Bohrung 23 münden. Eine weitere in Querrichtung des Lagerschuhes 3 verlaufende Bohrung 24 verbindet den Schmierspalt 25 mit dem Strömungsweg 14, 15 im Dehnbolzen 12.
Aus der Fig. 3 geht die Funktionsweise des Abstützorgans 2 im Verein mit dem Lagerschuh 3 und der Welle 26 deutlich hervor. Flüssigkeit strömt von einer Pumpe (nicht dargestellt) in den Zuführkanal 30, und von hier über den Ringkanal 29, die Bohrungen 32, den Ringkanal 17, die Bohrungen 19 und über die Bohrungen 22 und 23 des Lagerschuhes 3 in den Schmierspalt 25 und gewährleistet die für die Lauffläche des Lagerschuhes 3 erforderliche Schmierung.
Vom Schmierspalt 25 strömt Flüssigkeit unter hohem Druck über die Bohrung 24 des Lagerschuhes 3 in die zentrale Bohrung 33 der Pfanne 10 und von hier über die Bohrungen 14 und 15 des Dehn- bolzens 12 und die blendenartigen Durchlässe 16 in die Zwischenräume 13 der Federungselemente 9 und in den die letzteren umgebenden Leckageraum 20. Über diesen gelangt die Flüssigkeit zurück in den Ringkanal 17, strömt zusammen mit der hier vorhandenen frischen Flüssigkeit durch die Bohrungen 19 und 22 in die Bohrung 23 und gelangt damit in den Schmiermittelkreislauf zurück. Die durch das Abstützorgan 2 hindurchströmende Flüssigkeit dämpft, zufolge der an ihr geleisteten Quetscharbeit, die Radialbewegungen des Lagerschuhes 3 und führt die zufolge derDämpfungsarbeit erzeugte Dämpfungswärme ab.
Die Radialbewegungen eines Lagerschuhes 3 werden also durch die relativ zueinander verlaufenden Bewegungen der Federungselemente 9 gefedert. Diese Bewegungen werden jedoch durch die durch die Federungsvorrichtung hindurchströmende Flüssigkeit, bzw. durch deren Dämpfungsarbeit in beträchtlichem Masse gedämpft, wobei die Federungs- und Dämpfungskonstanten von der Geometrie und den Abmessun- gen der Bestandteile des Abstützorgans 2 abhängig sind. Durch das Vorhandensein solcher kalibrierter, einbaufertigerAbstützorgane, die sich voneinander durch unterschiedliche, vorbekannte Feder- und/oder Dämpfungskonstanten unterscheiden, ist es also möglich, die Federungs- und/oder Dämpfungskonstante eines Gleitlagers in einer bedeutend kürzeren Zeit als bis jetzt zu ändern und das Schwingungsverhalten eines Wellenstranges in voraussehbarer Weise zu beeinflussen.
The present invention relates to a method for changing the vibration behavior of a multi-bearing shaft train having at least one shaft by changing the spring and / or damping constant of at least one plain bearing equipped with bearing shoes that can be removed from the assembled bearing housing. The invention also relates to a device for carrying out the method.
The correct vibration design of a power plant is a complex problem because of the large number of parameters to be considered. Properties of the substructure, the foundation, the base plates, the bearings and the rotor strand play a major role. Since these elements are often supplied by different companies, a coordination problem arises.
In addition, the physical model of such a vibratory structure is so complex that simplifications have to be made for the calculation. The consequence of this is that the calculation result does not describe reality. The consequence of this can be power plants that are poorly designed in terms of vibration technology and that are found all over the world.
If changes are to be made to such a machine afterwards that are intended to improve the vibration behavior of the machine, this can practically only be done by changing the stiffness and damping properties of the bearing. To this day, however, the machine has to be shut down for a long time, the housing has to be opened and the rotors removed in order to be able to work on the bearing itself. These manipulations take weeks, cause costly production downtimes on large machines every day and have a dubious result, because the repair does not guarantee success from the outset.
The object of the invention is to avoid the disadvantages of the known method for changing the vibration behavior of a shaft train and to create a method of the type mentioned in which, in order to improve the vibration behavior of a machine, it only has to be stopped for a short time Repair is predictable and a sure success is guaranteed.
This object is achieved according to the invention in that the shaft train is put out of operation, that the support members serving to support the bearing shoes are dismantled from the bearing housing without covering and removal of the shaft from the outside and replaced by support members that have other, previously known spring and / or Have damping constants, and that the shaft train, which now has different vibration characteristics, is put into operation again.
The device provided according to the invention for carrying out the method is characterized by means which hold the support elements in the mounting openings formed in the bearing housing or release them for the dismantling of the built-in support elements and for the installation of other ready-to-install support elements with different spring and / or damping constants.
The invention thus solves the problem of the repair often necessary to improve the vibration behavior of a finished power plant by placing the rotors on support members of defined rigidity and damping from the outset, i.e. H. predetermined spring and damping states, which can be replaced from the outside in the bearing block without the housing having to be covered and the shaft having to be excavated. The dynamic properties of the support elements are known from the outset and can be measured on their own on the test bench, so that their subsequent effects can be predetermined in conjunction with the shaft and a clear success of the repair is ensured.
Exemplary embodiments of the invention are explained below with reference to the drawing. Show it:
1 shows a plain bearing with bearing shoes and support members, the two lower support members being exchangeable from the outside;
2 shows a section through a supporting member shown on a larger scale;
3 shows a larger-scale detail of the slide bearing which illustrates the function of a support member.
In the various figures, the same components are denoted by the same reference symbols.
The plain bearing according to FIG. 1, for. B. for storing the Welienstranges of a steam turbine system, the bearing housing, referred to below as housing 1, which consists of the lower part 27 and the upper part 28. The supply channels 30 provided in the housing 1 serve to supply the lubricating and damping fluid, hereinafter referred to as liquid, to the support members 2, 2 'and the lubricating gap 25 between the shaft 26 and the bearing shoe 3. The bores 4 are provided in the housing 1, which have the annular channels 29, which in turn communicate with the supply channels 30 and are designed to distribute the liquid to the support members 2, 2 '. The shaft 26 is supported by the bearing shoes 3, of which the lower ones are supported by the support members 2.
Each support member 2 is arranged in a bore 4 of the lower part 27 with a sliding fit so that it can be pushed into its bore 4 or pulled out of it without difficulty. Each inclined base 5 of a support member 2 can be brought into or out of engagement with a wedge surface of a sliding block 6, so that the support member 2 can be held in position or released from it. By displacing a sliding block 6, a radial displacement of the corresponding support member 2 and of the bearing shoe 3 supported by it can also be brought about, whereby the possibility of adjustment, d. H. a centering of the bearing shoe 3 with respect to the axis of rotation of the shaft 26 is given.
A support member 2 having a straight bottom could also be held in position or released from it with the aid of a fastening member (not shown) screwed into the bore 4. In a similar way, the support member 2 could itself be screwed into the bore 4.
All of the fastening arrangements described above have in common that the support member 2 can be exchanged from the outside in the lower part 27 without the bearing housing 1 and the turbine housing surrounding the shaft 26 having to be opened and the shaft 26 having to be excavated. This makes it possible, in the event of a necessary repair, to quickly remove the supporting elements 2, which cause unfavorable vibration behavior due to their spring and / or damping constants, and to replace them with other supporting elements 2 which, due to the values of the spring and / or the vibration behavior required for correcting the vibration behavior / or attenuation constants are preselected.
The support member 2 'accommodated in the upper part 28, which has essentially the same structure, rather fulfills the function of limiting the amplitude of the shaft oscillation, and since its spring and damping constants do not influence the oscillation behavior of the shaft train, it does not have to be removed for repairs therefore not to be exchangeable from the outside. It can therefore be inserted from the inside with the housing 1 covered, as shown in FIG. 1. The screw bolt 31 is used to adjust and fix the support member 2 'in the upper part 28 without dismantling.
Each support member 2 (FIG. 2) has a suspension device, characterized by a spring constant, for the suspension of the radial movement of a bearing shoe 3 and a damping device, characterized by a damping constant, for damping the radial movement of the bearing shoe 3. The suspension device consists essentially of the suspension elements 9, which are stacked in the non-through bore 8 of the cylindrical block 7. At the free end of the stack of suspension elements 9, a socket 10 is arranged axially displaceably in the bore 8. The pan 10 is held by means of an expansion bolt 12 screwed into it, passing through the bottom part of the block 7 and the suspension elements 9, so that it presses the suspension elements 9 against one another and against the bottom surface of the bore 8 of the block 7.
The intermediate spaces 13, which are provided between the spring elements 9 acting as disc springs, enable the latter to move relative to one another. The spring constant characterizing the suspension device of a support member 2 is largely dependent on the number of suspension elements 9 stacked on top of one another in the support member 2 and on the shape and dimensions of the individual suspension elements 9. However, the liquid present in the intermediate spaces 13 during operation also has a not insignificant influence on the spring constant.
The damping device, which is a hydraulically acting device, has a system of hydraulically connected flow paths through which the liquid can flow into and out of the support member 2. The bore 14 running axially in the expansion bolt 12 and the bore 15 communicating with it and running in the transverse direction of the expansion bolt 12 form a flow path that communicates with the spaces 13 via the diaphragm-like passages 16 formed in the suspension elements 9. The intermediate spaces 13 communicate with a leakage space 20 which surrounds the suspension elements 9 and is provided between the bore 8 of the block 7 and the suspension elements 9 and which is in hydraulic connection with an annular channel 17 formed on the circumferential surface of the socket 10.
A throttle point (not shown) is provided between the leakage space 20 and the annular channel 17. This serves as a means for damming the liquid flowing out of the support element 2 in such a way that the liquid pressure in the support element 2 is only slightly below the liquid pressure present in the lubrication gap 25 between the shaft 26 and the bearing shoe 3. This is necessary because of the strong dependence of the volume E-module of the liquid on the pressure level and air content. The ring channel 17 communicates with the ring channel 29 of the lower part 27 via openings 32 provided in the wall of the cylindrical block 7.
A concave, spherical support surface 18 for supporting a bearing shoe 3 is provided on the free end face of the socket 10. A plurality of bores 19, which communicate with the annular channel 17 and are provided in the socket 10, extend at an angle relative to the axis of the support member 2 and open into the support surface 18.
The damping constant which characterizes the damping device of a support element 2 is essentially dependent on the total hydraulic resistance to the flow of the liquid through the support element 2. The diameter of the diaphragm-like passages 16, the axial widths of the intermediate spaces 13 and the radial width of the leakage space 20 are the parameters which have a significant influence on the damping constant.
Each bearing shoe 3 has a spherical, convex support surface 21 (FIG. 3) which, when the support member 2 is mounted, engages with the support surface 18 of the latter. Furthermore, bores 22 running in the transverse direction thereof are provided in each bearing shoe 3, which bores communicate with the bores 19 of the corresponding support member 2 and open into a bore 23 running approximately in the longitudinal direction of the bearing shoe 3. Another bore 24 running in the transverse direction of the bearing shoe 3 connects the lubrication gap 25 to the flow path 14, 15 in the expansion bolt 12.
From Fig. 3, the functioning of the support member 2 in conjunction with the bearing shoe 3 and the shaft 26 is clearly evident. Liquid flows from a pump (not shown) into the feed channel 30, and from here via the ring channel 29, the bores 32, the ring channel 17, the bores 19 and the bores 22 and 23 of the bearing shoe 3 into the lubrication gap 25 and ensures the lubrication required for the running surface of the bearing shoe 3.
From the lubrication gap 25 liquid flows under high pressure via the bore 24 of the bearing shoe 3 into the central bore 33 of the socket 10 and from here via the bores 14 and 15 of the expansion bolt 12 and the diaphragm-like passages 16 into the spaces 13 of the suspension elements 9 and into the leakage space 20 surrounding the latter. Via this the liquid returns to the annular channel 17, flows together with the fresh liquid present here through the bores 19 and 22 into the bore 23 and thus returns to the lubricant circuit. The liquid flowing through the support member 2 dampens the radial movements of the bearing shoe 3 as a result of the squeezing work performed on it, and dissipates the damping heat generated as a result of the damping work.
The radial movements of a bearing shoe 3 are therefore sprung by the movements of the suspension elements 9 that run relative to one another. However, these movements are dampened to a considerable extent by the liquid flowing through the suspension device or by its damping work, the suspension and damping constants being dependent on the geometry and the dimensions of the components of the support member 2. The presence of such calibrated, ready-to-install support elements, which differ from one another in terms of different, previously known spring and / or damping constants, makes it possible to change the spring and / or damping constant of a plain bearing in a significantly shorter time than before and to change the vibration behavior to influence a wave train in a predictable manner.