(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
ハウジングと、
前記ハウジング内に挿通される回転軸と、
前記回転軸の外周面と前記ハウジングの内周面との間に揺動可能に収容されるとともに、前記回転軸の外周面に支持面を対向させて、前記回転軸の周方向に整列配置された複数のパッドと、を備え、
前記複数のパッドのうち、もっとも負荷が大きくなる負荷側パッドに対向する位置に一部または全部が配される反負荷側パッドの支持面の曲率半径が、前記負荷側パッドの支持面の曲率半径よりも大きい関係を有することを特徴とするティルティングパッドジャーナル軸受。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、複数のパッドで回転軸を支持するティルティングパッドジャーナル軸受に関する。
【背景技術】
【０００２】
従来、例えばターボ圧縮機等の高速回転機械においては、高速回転時の振動安定性に優れるティルティングパッドジャーナル軸受が採用されている。ティルティングパッドジャーナル軸受は、ハウジング内に複数のパッドが揺動可能に収容され、各パッドの支持面と回転軸の外周面との間の隙間に油膜圧力を発生させて回転軸を支持するものであるが、次のような欠点を有している。
【０００３】
例えば、回転軸を水平に支持する場合には、回転軸の鉛直下方に位置するパッド（負荷側パッド）の負荷が大きくなるのに対して、回転軸の鉛直上方に位置するパッド（反負荷側パッド）の負荷が小さくなる。このように、ティルティングパッドジャーナル軸受においては、負荷側パッドに対して負荷が集中する一方で、反負荷側パッドに作用する負荷が小さくなってしまう。
【０００４】
そして、軸受荷重が大きくなって偏心が大きくなると、反負荷側パッドと回転軸との間に油膜圧力が発生しなくなり、装置の運転中に反負荷側パッドが自由な状態となって異常な振動を起こしてしまうことがある。
【０００５】
そこで、例えば、特許文献１に示されるティルティングパッドジャーナル軸受においては、反負荷側パッドに予圧をかけて支持面と回転軸との間に油膜圧力を発生させることで、反負荷側パッドに生じる振動を抑制するようにしている。また、例えば、特許文献２に示されるティルティングパッドジャーナル軸受においては、反負荷側パッドを予め回転軸側にオフセットしておき、これによって、反負荷側パッドに生じる振動を抑制するようにしている。
【０００６】
このように、従来のティルティングパッドジャーナル軸受においては、反負荷側パッドにおける、所謂、組立半径隙間Ｃｂを、負荷側パッドにおける組立半径隙間Ｃｂよりも小さくすることで、反負荷側パッドの予圧係数ｍを、負荷側パッドの予圧係数ｍよりも大きくし、これによって反負荷側に生じる振動を抑制している。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００７】
【特許文献１】特開平７−１８０７２１号公報
【特許文献２】特開平８−１４５０５０号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００８】
しかしながら、上記特許文献１、２に示されるティルティングパッドジャーナル軸受のように、組立半径隙間Ｃｂを小さくすると、反負荷側パッドによって生じる剪断抵抗が大きくなり、これによって動力損失が大きくなってしまうおそれがある。
【０００９】
本発明の目的は、動力損失を生じることなく、反負荷側に生じる振動を抑制することができるティルティングパッドジャーナル軸受を提供することである。
【課題を解決するための手段】
【００１０】
上記課題を解決するために、本発明のティルティングパッドジャーナル軸受は、ハウジングと、ハウジング内に挿通される回転軸と、回転軸の外周面とハウジングの内周面との間に揺動可能に収容されるとともに、回転軸の外周面に支持面を対向させて、回転軸の周方向に整列配置された複数のパッドと、を備え、複数のパッドのうち、もっとも負荷が大きくなる負荷側パッドに対向する位置に一部または全部が配される反負荷側パッドの支持面の曲率半径が、負荷側パッドの支持面の曲率半径よりも大きい関係を有することを特徴とする。
【発明の効果】
【００１１】
本発明によれば、動力損失を生じることなく、反負荷側に生じる振動を抑制することができる。
【図面の簡単な説明】
【００１２】
【図１】ティルティングパッドジャーナル軸受の断面図である。
【図２】反負荷側パッドおよび負荷側パッドの構成を説明する図である。
【発明を実施するための形態】
【００１３】
以下に添付図面を参照しながら、本発明の好適な実施形態について詳細に説明する。かかる実施形態に示す寸法、材料、その他具体的な数値等は、発明の理解を容易とするための例示にすぎず、特に断る場合を除き、本発明を限定するものではない。なお、本明細書及び図面において、実質的に同一の機能、構成を有する要素については、同一の符号を付することにより重複説明を省略し、また本発明に直接関係のない要素は図示を省略する。
【００１４】
図１は、本実施形態のティルティングパッドジャーナル軸受の断面図である。ティルティングパッドジャーナル軸受１は、ターボ圧縮機等の回転機械の回転軸２が挿通される円筒状のハウジング３を備えている。このハウジング３は、その内周面３ａと、回転軸２の外周面２ａとの間に空隙が形成される寸法関係を維持しており、ハウジング３の内周面３ａと、回転軸２の外周面２ａとの対向間隔に、パッド１０〜１５が収容されている。
【００１５】
パッド１０〜１５は、回転軸２の周方向にほぼ等間隔で整列配置されているが、本実施形態においては、回転軸２が水平方向（図１において紙面に直交する方向）に沿って支持されており、回転軸２の鉛直ほぼ真上にパッド１０が配置され、回転軸２の鉛直ほぼ真下にパッド１３が配置される。したがって、ここではパッド１３がもっとも負荷の大きい負荷側パッドとなり、パッド１０が反負荷側パッドとなる。
【００１６】
パッド１０は、所定の曲率で湾曲する支持面１０ａを回転軸２の外周面２ａに対面させ、背面１０ｂをハウジング３の内周面３ａに対面させている。このとき、ハウジング３の内周面３ａには、当該ハウジング３の中心側に向けて突出する突部３ｂが設けられており、この突部３ｂによってパッド１０が揺動可能に支持されることとなる。
【００１７】
また、パッド１１〜１５は、いずれも同一部材で構成されており、所定の曲率で湾曲する支持面１１ａ〜１５ａを回転軸２の外周面２ａに対面させ、背面１１ｂ〜１５ｂをハウジング３の内周面３ａに対面させている。そして、パッド１１〜１５は、上記のパッド１０と同様に、ハウジング３の内周面３ａに設けられた突部３ｂによって揺動可能に支持されている。
【００１８】
ここで、パッド１０〜１５は、それらの支持面１０ａ〜１５ａの曲率中心を、回転軸２の軸心から偏心した位置に設けられている。これにより、回転軸２が回転すると、各パッド１０〜１５の支持面１０ａ〜１５ａと、回転軸２の外周面２ａとの間に油膜圧力が発生して、回転軸２が支持面１０ａ〜１５ａによって支持されることとなる。なお、パッド１０の支持面１０ａは、パッド１１〜１５の支持面１１ａ〜１５ａと曲率半径を異にしている。以下では、反負荷側パッドとなるパッド１０、および、負荷側パッドとなるパッド１３について、図２を用いて説明する。
【００１９】
図２は、反負荷側パッドとなるパッド１０および負荷側パッドとなるパッド１３の構成を説明する図である。なお、ここでは理解を容易にするために、パッド１０、１３の位置や形状を実際とは変えて示している。一般的に、ティルティングパッドジャーナル軸受を設計する際には、当該軸受に作用する荷重や運転条件等の使用環境を考慮して予圧係数ｍを設定する。予圧係数ｍは以下に示す式１で算出される値である。
【００２０】
予圧係数ｍ＝（Ｃｐ−Ｃｂ）／Ｃｐ・・・式１
【００２１】
この式において、Ｃｐは加工半径隙間、Ｃｂは組立半径隙間であり、予圧係数ｍは、加工半径隙間Ｃｐと組立半径隙間Ｃｂとの差を加工半径隙間Ｃｐで除した値となる。このようにして算出される予圧係数ｍの値は、油膜圧力の立ちやすさを示すこととなるが、油膜圧力を立ちやすくする場合には、予圧係数ｍを大きな値にするように設計が行われることとなる。
【００２２】
ここで、加工半径隙間Ｃｐについて、図２を参照して説明する。図２において、Ｏｊは回転軸２の軸中心、Ｒｉは回転軸２の半径、Ｏ１はパッド１３の支持面１３ａの曲率中心、Ｒｂ１はパッド１３の支持面１３ａの曲率半径、Ｏ２はパッド１０の支持面１０ａの曲率中心、Ｒｂ２はパッド１０の支持面１０ａの曲率半径を示している。そして、加工半径隙間Ｃｐは以下に示す式２で算出される値である。
【００２３】
加工半径隙間Ｃｐ＝Ｒｂ−Ｒｉ・・・式２
【００２４】
このように、加工半径隙間Ｃｐは、パッドの支持面の曲率半径Ｒｂと回転軸の半径Ｒｉとの差で表される。そして、上記の式１からも明らかなように、加工半径隙間Ｃｐが大きくなると、予圧係数ｍが大きくなるといった関係性を有していることから、パッドの支持面の曲率半径Ｒｂが大きくなると、予圧係数ｍが大きくなるといえる。
【００２５】
本実施形態においては、反負荷側パッドとなるパッド１０に生じる振動を抑制するために、パッド１０の支持面１０ａの曲率半径Ｒｂ２を、パッド１３の支持面１３ａの曲率半径Ｒｂ１よりも大きくしている。すなわち、Ｒｂ２＞Ｒｂ１であるから、上記の式２より、反負荷側パッドとなるパッド１０における加工半径隙間Ｃｐ２と、負荷側パッドとなるパッド１３における加工半径隙間Ｃｐ１との間には、Ｃｐ２＞Ｃｐ１の関係性がもたらされる。そして、Ｃｐ２＞Ｃｐ１の関係から、上記の式１より、反負荷側パッドとなるパッド１０における予圧係数ｍ２と、負荷側パッドとなるパッド１３における予圧係数ｍ１との間には、ｍ２＞ｍ１の関係性がもたらされる。
【００２６】
このように、負荷側パッドとなるパッド１３に比べて、反負荷側パッドとなるパッド１０の方が、油膜圧力が立ちやすいように予め設計することで、反負荷側パッドとなるパッド１０に振動が生じるのを抑制することが可能となる。
【００２７】
なお、上記の式１によれば、パッド１０の組立半径隙間Ｃｂ２を、パッド１３の組立半径隙間Ｃｂ１よりも小さくすれば、パッド１０における予圧係数ｍ２が、パッド１３における予圧係数ｍ１よりも大きくなる。組立半径隙間Ｃｂは、回転軸２の外周面２ａからパッド１０の支持面１０ａまでの距離として捉えられるが、上記した従来のティルティングパッドジャーナル軸受のように、パッド１０の組立半径隙間Ｃｂ２を小さくする、換言すれば、パッド１０を回転軸２に近づけると、パッド１０に生じる剪断抵抗が大きくなり、回転軸２の回転に動力損失が生じてしまう。
【００２８】
これに対して、本実施形態のように、反負荷側パッドとなるパッド１０の支持面１０ａの曲率半径Ｒｂ２を、負荷側パッドとなるパッド１３の支持面１３ａの曲率半径Ｒｂ１よりも大きくすることによって、予圧係数ｍ２＞予圧係数ｍ１の関係を維持するようにすれば、パッド１０における組立半径隙間Ｃｂ２を他のパッド１１〜１５と同じにすることができ、従来のように剪断抵抗が増すことに起因する動力損失を低減することができる。
【００２９】
以上、添付図面を参照しながら本発明の好適な実施形態について説明したが、本発明はかかる実施形態に限定されないことは言うまでもない。当業者であれば、特許請求の範囲に記載された範疇において、各種の変更例または修正例に想到し得ることは明らかであり、それらについても当然に本発明の技術的範囲に属するものと了解される。
【００３０】
例えば、上記実施形態においては、６つのパッドによって回転軸２を支持することとしたが、パッドの数は複数であればよく、その数は適宜設計することが可能である。また、上記実施形態においては、パッド１０のみを反負荷側パッドとして、その支持面１０ａの曲率半径を他のパッド１１〜１５よりも大きくした。しかしながら、例えば、上記実施形態において、パッド１０、１１、１５を反負荷側パッドとし、パッド１２〜１４を負荷側パッドとし、パッド１０、１１、１５の支持面１０ａ、１１ａ、１５ａの曲率半径を、パッド１２〜１４の支持面１２ａ〜１４ａの曲率半径よりも大きくするようにしてもよい。いずれにしても、複数のパッドのうち、もっとも負荷が大きくなる負荷側パッドに対向する位置に配される少なくとも１つのパッドを反負荷側パッドとし、その反負荷側パッドの支持面の曲率半径が、負荷側パッドの支持面の曲率半径よりも大きい関係を有するものであればよい。
【００３１】
なお、ここでいう「負荷側パッドに対向する位置」というのは、回転軸の軸心を中心として負荷側パッドを１８０度回転させたときに、当該負荷側パッドが位置する範囲をいうものであり、この範囲内に、反負荷側パッドの一部または全部が配されればよい。
【産業上の利用可能性】
【００３２】
本発明は、複数のパッドで回転軸を支持するティルティングパッドジャーナル軸受に利用することができる。
【符号の説明】
【００３３】
１…ティルティングパッドジャーナル軸受
２…回転軸
２ａ…外周面
３…ハウジング
３ａ…内周面
１０〜１５…パッド
１０ａ〜１５ａ…支持面
Ｒｂ…曲率半径
Ｒｉ…回転軸の半径
【図１】
0005807416.tif 000002
【図２】
0005807416.tif 000003