(57)【要約】【課題】軸受構造の軸心線位置を思惑通りに調整すること。【解決手段】本体台（１８）に支持される軸受（２２）と本体台（１８）との間に軸心調整介在体（２６−Ｖ，Ｈ）が介設される。軸心調整介在体（２６−Ｖ，Ｈ）は、第１調整体（２６−Ｖ）と、第２調整体（２６−Ｈ）とから形成されている。第１調整体（２６−Ｖ）は、第１調整体（２６−Ｖ）の第１方向移動により軸受（２２）を本体台（１８）に対して第１方向に移動させる第１テーパ面（２７）を有している。第１テーパ面（２７）は第１調整体（２６−Ｖ）と軸受（２２）との間の接合面である。第２調整体（２６−Ｈ）は、第２調整体（２６−Ｈ）の第２方向移動により軸受（２２）を本体台（１８）に対して第２方向に移動させる第２テーパ面（２８）を有している。２次元的微小移動の調整が正確に思惑通りに行われ移動位置は強固に維持される。歯車の歯切り調整が不要である。【選択図】          図３
2005325847.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
本体台と、
前記本体台に支持される軸受と、
前記本体台と前記軸受との間に介設される軸心調整介在体とを具え、
前記軸心調整介在体は、
第１調整体と、
第２調整体とを備え、
前記第１調整体は、前記第１調整体の第１ベクトル移動により前記軸受を前記本体台に対して第１方向に移動させる第１テーパ面を有し、前記第１テーパ面は前記第１調整体と前記軸受との間の接合面であり、
前記第２調整体は、前記第２調整体の第２ベクトル移動により前記軸受を前記本体台に対して第２方向に移動させる第２テーパ面を有し、前記第２テーパ面は前記第２調整体と前記軸受との間の接合面であり、
前記第１方向と前記第２方向は平行ではない
軸受構造。
【請求項２】
前記第２方向は前記第１方向に直交している
請求項１の軸受構造。
【請求項３】
前記第１方向と前記第２方向は、ともに、前記軸受の軸心線に概ね直交している
請求項１又は２の軸受構造。
【請求項４】
前記本体台は、
鉛直方向部位と、
水平方向部位と、
前記鉛直方向部位を前記水平方向部位に結合する斜め方向部位とを備え、
前記第１調整体は前記鉛直方向部位と前記軸受との間に介設され、且つ、前記第２調整体は前記水平方向部位と前記軸受との間に介設されている
請求項２の軸受構造。
【請求項５】
前記軸受はタービンの出力軸を支持する
請求項１〜４から選択される１請求項の軸受構造。
【請求項６】
前記軸受に同体に結合する第１軸心調整治具本体と、
前記第１軸心調整治具本体に螺合する第１螺子と、
前記第１螺子を前記第１軸心調整治具本体に固定する第１ロック機構とを更に具え、
前記第１螺子の先頭部位は、前記第１調整体に回転可能に結合し、前記第１調整体の前記第１ベクトル移動は前記第１螺子の螺軸線方向移動に対応し、
前記軸受に同体に結合する第２軸心調整治具本体と、
前記第２軸心調整治具本体に螺合する第２螺子と、
前記第２螺子を前記第２軸心調整治具本体に固定する第２ロック機構とを更に具え、
前記第２螺子の先頭部位は、前記第２調整体に回転可能に結合し、前記第２調整体の前記第２ベクトル移動は前記第２螺子の螺軸線方向移動に対応している
請求項１の軸受構造。
【請求項７】
高圧タービンと、
前記高圧タービンの高圧側出力軸に結合する高圧側小径歯車と、
前記高圧側小径歯車に噛み合う高圧側大径歯車と、
前記高圧側大径歯車を支持する高圧側軸受構造と、
低圧タービンと、
前記低圧タービンの低圧側出力軸に結合する低圧側小径歯車と、
前記低圧側小径歯車に噛み合う低圧側大径歯車と、
前記低圧側大径歯車を支持する低圧側軸受構造とを具え、
前記高圧側軸受構造は、
高圧側本体台と、
前記高圧側本体台に支持される高圧側軸受と、
前記高圧側本体台と前記高圧側軸受との間に介設される高圧側軸心調整介在体とを備え、
前記高圧側軸心調整介在体は、
第１高圧側調整体と、
第２高圧側調整体とを具え、
前記第１高圧側調整体は、前記第１高圧側調整体の高圧側第１ベクトル移動により前記高圧側軸受を前記高圧側本体台に対して高圧側第１方向に移動させる第１高圧側テーパ面を有し、前記第１高圧側テーパ面は前記第１高圧側調整体と前記高圧側軸受との間の接合面であり、
前記第２高圧側調整体は、前記第２高圧側調整体の高圧側第２ベクトル移動により前記高圧側軸受を前記高圧側本体台に対して高圧側第２方向に移動させる第２高圧側テーパ面を有し、前記第２高圧側テーパ面は前記第２高圧側調整体と前記高圧側軸受との間の接合面であり、
前記高圧側第１方向と前記高圧側第２方向は平行ではなく、
前記低圧側軸受構造は、
低圧側本体台と、
前記低圧側本体台に支持される低圧側軸受と、
前記低圧側本体台と前記低圧側軸受との間に介設される低圧側軸心調整介在体とを備え、
前記低圧側軸心調整介在体は、
第１低圧側調整体と、
第２低圧側調整体とを具え、
前記第１低圧側調整体は、前記第１低圧側調整体の低圧側第１ベクトル移動により前記低圧側軸受を前記低圧側本体台に対して低圧側第１方向に移動させる第１低圧側テーパ面を有し、前記第１低圧側テーパ面は前記第１低圧側調整体と前記低圧側軸受との間の接合面であり、
前記第２低圧側調整体は、前記第２低圧側調整体の低圧側第２ベクトル移動により前記低圧側軸受を前記低圧側本体台に対して低圧側第２方向に移動させる第２低圧側テーパ面を有し、前記第２低圧側テーパ面は前記第２低圧側調整体と前記低圧側軸受との間の接合面であり、
前記低圧側第１方向と前記低圧側第２方向は平行ではなく、
前記高圧側大径歯車と前記低圧側大径歯車とは、減速機構を介して共通出力軸に結合している
複数系統タービンシステム。
【請求項８】
前記共通出力軸は舶用プロペラに結合している
請求項７の複数系統タービンシステム。
【請求項９】
前記高圧側本体台と前記低圧側本体台は船体に支持されている
請求項８の複数系統タービンシステム。
【請求項１０】
前記高圧側小径歯車を支持する他の高圧側軸受構造と、
前記低圧側小径歯車を支持する他の低圧側軸受構造とを具え、
前記他の高圧側軸受構造は、
他の高圧側本体台と、
他の高圧側軸受とを備え、
前記他の低圧側軸受構造は、
他の低圧側本体台と、
他の低圧側軸受とを備え、
前記他の高圧側軸受の軸心線は前記高圧側軸受の軸心線より低位に位置し、
前記他の低圧側軸受の軸心線は前記低圧側軸受の軸心線より低位に位置している
請求項７の複数系統タービンシステム。
【請求項１１】
前記他の高圧側本体台は前記高圧側本体台に同体に結合し、且つ、前記他の低圧側本体台は前記低圧側本体台に同体に結合している
請求項１０の複数系統タービンシステム。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、軸受構造、及び、複数系統タービンシステムに関し、特に、舶用蒸気タービン系の減速機車室に構成される軸受構造、及び、複数系統タービンシステムに関する。
【背景技術】
【０００２】
蒸気タービン、ガスタービンのようなタービンの出力は、トルク調整のために減速機を介して取り出される。その出力は、舶用では船尾側の回転翼（プロペラ）に伝達される。減速機は、小径歯車の動力を大径歯車に伝達することによりトルクを増大させる。歯車どうしの噛合いは高精度に調整される。その噛合いの調整が不十分であることは、動力伝達系の全体に振動を誘起する原因になる。振動は、機械系の全体の機械的劣化を招く。
【０００３】
軸受構造は、半割りの２つの半環が組立てられて形成される軸受環構造とその軸受環構造を支持する支持構造とから構成されている。軸受環構造と支持構造は、組付け面で互いに接合している。大質量の軸受構造の剛性を高めるためにボルトにより軸受環構造と支持構造を結合する際に、その組付け面に歪みが生じて、結果的に歯車の噛合い精度の劣化を招く。噛合い精度の劣化を抑制するために、接合部位の材料としてホワイトメタルのような柔軟な金属が用いられ（参考：特許文献１）、又は、締付け力の局所的集中を緩和するために、接合介在体として、柔軟材料の楔形状のライナが用いられる（参考：特許文献２）。
【０００４】
締付け後の組付けが最善であることは稀であるので、試行錯誤的な複数回の組付け作業が熟練者に強いられる。公知の技術の組付けでは、タービンの動力伝達系で軸受構造の軸心線位置を簡素に思惑通りに調整することは困難である。
【０００５】
軸受構造の軸心線位置を思惑通りに調整する技術の確立が望まれる。特に、その軸心線位置の多次元的な調整が求められる。
【０００６】
【特許文献１】特開平８−２８５８１号
【特許文献２】特開平８−２８５４４号
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００７】
本発明の課題は、軸受構造の軸心線位置を思惑通りに調整する軸受構造、及び、複数系統タービンシステムを提供することにある。
本発明の他の課題は、軸受構造の軸心線位置を思惑通りに調整することができ、且つ、その軸心線位置を多次元的に調整することができる軸受構造、及び、複数系統タービンシステムを提供することにある。
本発明の更に他の課題は、そのような調整作業が簡素である軸受構造、及び、複数系統タービンシステムを提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
本発明による軸受構造は、本体台（１８）と、本体台（１８）に支持される軸受（２２）と、本体台（１８）と軸受（２２）との間に介設される軸心調整介在体とから構成されている。軸心調整介在体は、第１調整体（２６−Ｖ）と、第２調整体（２６−Ｈ）とから形成されている。第１調整体（２６−Ｖ）は、第１調整体（２６−Ｖ）の第１ベクトル移動により軸受（２２）を本体台（１８）に対して第１方向に移動させる第１テーパ面（２７）を有している。第１テーパ面（２７）は第１調整体（２６−Ｖ）と軸受（２２）との間の接合面である。第２調整体（２６−Ｈ）は、第２調整体（２６−Ｈ）の第２ベクトル移動により軸受（２２）を本体台（１８）に対して第２方向に移動させる第２テーパ面（２８）を有している。前記第２テーパ面は前記第２調整体（２６−Ｈ）と前記軸受との間の接合面である。ここで、軸受（２２）は、軸受全体の一部分であることが有効である。第１ベクトル移動のベクトルの方向は、第１方向、第２方向に一致する必要はない。
【０００９】
軸受（２２）は、第１ベクトル移動と第２ベクトル移動とにより移動自在にその位置が本体台（１８）に対して相対的に２次元面内で調整される。軸受（２２）に支持される歯車の歯当たりの調整加工をしないで、それの最適の歯当たり位置にその歯車を簡素に位置づけることができる。このような歯当たり調整加工が不要であるので、設計通りに歯切りされている歯車をそのままに用いることができる。テーパ面接合は、軸受（２２）と台本体（１８）の支持構造を強固にし、且つ、それらの相対的位置を不変に維持する物理的且つ幾何学的特性を有し、更に、軸受（２２）と台本体（１８）の微小な相対的移動を容易にしている。第１方向と第２方向は当然に平行ではない。第２方向が第１方向に直交することは、位置調整の際に要求される４方向（正負の２方向）から１方向を選択するための判断を容易にする。第１方向と第２方向は、正確に直交する必要はないが、軸受（２２）の軸心線に概ね直交していることが有効である。
【００１０】
本体台（１８）は、鉛直方向部位（１８−２）と、水平方向部位（１８−３）と、鉛直方向部位（１８−２）を水平方向部位（１８−３）に結合する斜め方向部位（１８−１）とから形成されている。第１調整体（２６−Ｖ）は鉛直方向部位（１８−２）と軸受（２２）との間に介設され、且つ、第２調整体（２６−Ｈ）は水平方向部位（１８−３）と軸受（２２）との間に介設されている。このような傾斜関係の存在は、複数の軸受構造（３，６）が斜面特に４５゜斜面上に配置されることに起因している。このために、重力に逆らう歯車の据付けが困難になっている。本発明では、このような困難を容易に解消することができる。軸受（２２）がタービンの出力軸を支持している実施の形態は、本発明の顕著に好適である適用例である。
【００１１】
軸受（２２）に同体に結合する第１軸心調整治具本体（４９）と、第１軸心調整治具本体（４９）に螺合する第１螺子（５３）と、第１螺子（５３）を第１軸心調整治具本体（４９）に固定する第１ロック機構（５４）との追加が好ましい。第１螺子（５３）の先頭部位は、第１調整体（２６−Ｖ又は２６−Ｈ）に回転可能に結合し、第１調整体（２６−Ｖ）の第１ベクトル移動は第１螺子（５３）の螺軸線方向移動に対応している。軸受（２２）に同体に結合する第２軸心調整治具本体（４９に等価）と、第２軸心調整治具本体に螺合する第２螺子（５３に等価）と、第２螺子を第２軸心調整治具本体に固定する第２ロック機構（５４に等価）との追加は当然に好ましい。２次元的なロック（面内固着）が可能である。第２螺子の先頭部位は、第２調整体（２６−Ｈ）に回転可能に結合し、第２調整体（２６−Ｈ）の第２ベクトル移動は第２螺子の螺軸線方向移動に対応している。
【００１２】
本発明による複合系統タービンシステムは、高圧タービン（１）と、高圧タービン（１）の高圧側出力軸に結合する高圧側小径歯車（４）と、高圧側小径歯車（４）に噛み合う高圧側大径歯車（５）と、高圧側大径歯車（５）を支持する高圧側軸受構造（６）と、低圧タービン（２）と、低圧タービン（２）の低圧側出力軸に結合する低圧側小径歯車（９）と、低圧側小径歯車（９）に噛み合う低圧側大径歯車（１１）と、低圧側大径歯車（１１）を支持する低圧側軸受構造（８）とから構成されている。このような複数系統タービンシステムに用いられる軸受構造として、本発明の既述の軸受構造が最適性に利用され得る。共通出力軸が舶用プロペラに結合することは、その複合タービンシステムの利用形態を最適性に有効化する。このような利用形態では、高圧側本体台と低圧側本体台は船体に支持されてることになる。
【００１３】
船体用複合タービンシステムでは、高圧側小径歯車を支持する他の高圧側軸受構造と、低圧側小径歯車を支持する他の低圧側軸受構造とが存在し、他の高圧側軸受構造は、他の高圧側本体台と、他の高圧側軸受とを形成し、他の低圧側軸受構造は、他の低圧側本体台と、他の低圧側軸受とを形成し、他の高圧側軸受の軸心線は高圧側軸受の軸心線より低位に位置し、他の低圧側軸受の軸心線は低圧側軸受の軸心線より低位に位置している。このような斜め配置による重力起因の歪みに対抗して、歯車の据え付けが適正に簡素に実行され得る。他の高圧側本体台は高圧側本体台に同体に結合し、且つ、他の低圧側本体台は低圧側本体台に同体に結合していることが機械構造的に有効である。
【発明の効果】
【００１４】
本発明による軸受構造、及び、複数系統タービンシステムは、軸受構造の軸心線位置を思惑通りに調整することができる。その軸心線位置を多次元的に調整することができる。そのような調整作業が簡素である。斜め配置の複合軸受に支持される歯車の歯切り調整が不要化され、設計通りに製作される歯車をそのままに用いることができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１５】
本発明による軸受構造の実施の最良の形態は、図に対応して、詳細に記述される。図１は、舶用タービンの減速用動力伝達系の動力伝達系統配置を省略的に示している。タービンは、高圧タービン１と低圧タービン２との複合系として構成されている。両タービン１，２は、それぞれに、多段型動翼列を形成している。高圧タービン１の出力軸は、高圧側第１軸受３に支持されて高圧側減速用第１小径歯車（ピニオン）４に結合している。高圧側減速用第１小径歯車４は、高圧側減速用大径歯車５に噛み合っている。高圧側減速用大径歯車５の出力軸は、高圧側第２軸受６に支持されている。高圧側減速用第１小径歯車４と高圧側減速用大径歯車５は、互いに逆向きに軸心線に対して斜めに向く逆方向螺旋溝が形成されている複合歯溝７をそれぞれに有している。高圧側減速用第１小径歯車４と高圧側減速用大径歯車５の間の減速比は、適正に規定されている。
【００１６】
低圧タービン２の出力軸は、低圧側第１軸受８に支持されて低圧側減速用第１小径歯車９に結合している。低圧側減速用第１小径歯車（図に現れず）９は、低圧側減速用大径歯車１１に噛み合っている。低圧側減速用大径歯車１１の出力軸は、低圧側第２軸受１２に支持されている。低圧側減速用第１小径歯車９と低圧側減速用大径歯車１１は、互いに逆向きに軸心線に対して斜めに向く複合歯溝７をそれぞれに有している。高圧側減速用第１小径歯車４の回転軸心線Ｌ１は、高圧側減速用大径歯車５の回転軸心線Ｌ２より重力方向に低位に位置づけられている。低圧側減速用第１小径歯車９の回転軸心線Ｌ３は、低圧側減速用大径歯車１１の回転軸心線Ｌ４より重力方向に低位に位置づけられている。低圧側減速用第１小径歯車９と低圧側減速用大径歯車１１の間の減速比は、適正に規定されている。
【００１７】
高圧側減速用大径歯車５の出力軸は、高圧側減速用第２小径歯車１３に結合している。低圧側減速用大径歯車１１の出力軸は、低圧側減速用第２小径歯車１４に結合している。高圧側減速用第２小径歯車１３と低圧側減速用第２小径歯車１４は、共通最終段減速用大径歯車１５に噛み合っている。高圧側減速用第２小径歯車１３と低圧側減速用第２小径歯車１４とは、互いに逆向きに軸心線に対して斜めに向く複合歯溝７をそれぞれに有している。高圧側減速用第２小径歯車１３と共通最終段減速用大径歯車１５の間の減速比は、適正に規定されている。低圧側減速用第２小径歯車１４と共通最終段減速用大径歯車１５の間の減速比は、適正に規定されている。図には、高圧側減速用大径歯車５に位置的に対応し高圧側減速用第１小径歯車４に噛み合うもう１つの高圧側減速用大径歯車と、高圧側減速用大径歯車５に結合されている高圧側減速用第２小径歯車１３と、低圧側減速用第１小径歯車９に位置的に対応し低圧側減速用大径歯車１１に噛み合うもう１つの低圧側減速用大径歯車と、低圧側減速用大径歯車１１に結合されている低圧側減速用第２小径歯車１４とが省略されている。
【００１８】
図２は、機械的共通座標系の中の高圧側第１軸受３と高圧側第２軸受６と低圧側第１軸受８と低圧側第２軸受１２の複合軸受構造の詳細を示している（図２の左右は図１の左右に対して反対である。）。その複合軸受構造は、高圧側複合軸受構造１６と低圧側複合軸受構造１７とから構成されている。高圧側複合軸受構造１６は高圧側第１軸受３と高圧側第２軸受６の複合構造を有し、低圧側複合軸受構造１７は低圧側第１軸受８と低圧側第２軸受１２の複合構造を有している。
【００１９】
高圧側複合軸受構造１６と低圧側複合軸受構造１７は、船体に同定され機械的座標系が固定されている共通本体を共有している。その共通本体（船体又は船体に同体）は、大径歯車側共通軸受支持体１８と小径歯車側共通軸受支持体１９とから形成されている。大径歯車側共通軸受支持体１８と小径歯車側共通軸受支持体１９は、溶接のような結合手段により同体化されている。大径歯車側共通軸受支持体１８と小径歯車側共通軸受支持体１９を一体的に構造化する手段である溶接に代えて、大径歯車側共通軸受支持体１８と小径歯車側共通軸受支持体１９を同一金属体化することは有効である。高圧側第２軸受６は、大径歯車側共通軸受支持体１８と大径歯車側軸受２１から形成されている。大径歯車側軸受２１は、半環状の大径歯車側一方側部位２２と半環状の大径歯車側他方側部位２３とから形成されている。大径歯車側他方側部位２３は、両側でそれぞれに軸方向に並ぶ多数のボルト２４により強固に大径歯車側一方側部位２２に取付け面（接合面）２５で面接合している。
【００２０】
大径歯車側共通軸受支持体１８は、高圧側と低圧側で共通に、４５度斜面部位１８−１と４５度斜面部位１８−１の上下側部位でそれぞれに一体に連続する鉛直面部位１８−２と水平面部位１８−３とから形成されている。鉛直面部位１８−２と大径歯車側一方側部位２２の間に形成されている隙間の一部は、高圧側鉛直向き楔プレート２６−Ｖで埋められている。高圧側鉛直向き楔プレート２６−Ｖは、鉛直面部位１８−２と大径歯車側一方側部位２２の高位部分との間に楔として介設されていて、テーパ面２７を有している。テーパ面２７は大径歯車側一方側部位２２の側に形成されているテーパ面に面接合している。水平面部位１８−３と大径歯車側一方側部位２２の間に形成されている隙間の一部は、高圧側水平向き楔プレート２６−Ｈで埋められている。高圧側水平向き楔プレート２６−Ｈは、水平面部位１８−３と大径歯車側一方側部位２２の低位部分との間に楔として介設されていて、テーパ面２８を有している。テーパ面２８は大径歯車側一方側部位２２の側に形成されているテーパ面に面接合している。
【００２１】
低圧側第２軸受１２は、大径歯車側共通軸受支持体１８と大径歯車側軸受２９から形成されている。大径歯車側軸受２９は、半環状の大径歯車側一方側部位３１と半環状の大径歯車側他方側部位３２とから形成されている。大径歯車側他方側部位３２は、両側でそれぞれに軸方向に並ぶ多数のボルト３３により強固に大径歯車側一方側部位３１に取付け面（接合面）３４で面接合している。鉛直面部位１８−２と大径歯車側一方側部位３１の間に形成されている隙間の一部は、低圧側鉛直向き楔プレート３５−Ｖで埋められている。低圧側鉛直向き楔プレート３５−Ｖは、鉛直面部位１８−２と大径歯車側一方側部位３１の高位部分との間に楔として介設されていて、テーパ面３６を有している。テーパ面３６は大径歯車側一方側部位３１の側に形成されているテーパ面に面接合している。水平面部位１８−３と大径歯車側一方側部位３１の間に形成されている隙間の一部は、低圧側水平向き楔プレート３５−Ｈで埋められている。低圧側水平向き楔プレート３５−Ｈは、水平面部位１８−３と大径歯車側一方側部位３１の低位部分との間に楔として介設されていて、テーパ面３７を有している。テーパ面３７は大径歯車側一方側部位３１の側に形成されているテーパ面に面接合している。
【００２２】
高圧側第１軸受３は、小径歯車側共通軸受支持体１９と小径歯車側軸受３８とから形成されている。小径歯車側軸受３８が半環状の２体の軸受環から形成されている点は、公知構造に同じである。低圧側第１軸受８は、小径歯車側共通軸受支持体１９と小径歯車側軸受３９とから形成されている。小径歯車側軸受３９が半環状の２体の軸受環から形成されている点は、公知構造に同じである。高圧側第１軸受３に対応する歯車の質量は大きくないので、小径歯車側共通軸受支持体１９と小径歯車側軸受３８との間には既述の楔プレートのような軸心位置調整プレートは挿入されていない。低圧側第１軸受８に対応する歯車の質量は大きくないので、小径歯車側共通軸受支持体１９と小径歯車側軸受３９との間には既述の楔プレートのような軸心位置調整プレートは挿入されていない。
【００２３】
高圧側鉛直向き楔プレート２６−Ｖを両面側から挟み込む大径歯車側共通軸受支持体１８の挟込み部位と大径歯車側一方側部位２２の挟込み部位は、複数のボルト４１で強固に締め付けられている。高圧側水平向き楔プレート２６−Ｈを両面側から挟み込む大径歯車側共通軸受支持体１８の挟込み部位と大径歯車側一方側部位２２の挟込み部位は、複数のボルト４２で強固に締め付けられている。低圧側鉛直向き楔プレート３５−Ｖを両面側から挟み込む大径歯車側共通軸受支持体１８の挟込み部位と大径歯車側一方側部位３１の挟込み部位は、複数のボルト４３で強固に締め付けられている。低圧側水平向き楔プレート３５−Ｈを両面側から挟み込む大径歯車側共通軸受支持体１８の挟込み部位と大径歯車側一方側部位３１の挟込み部位は、複数のボルト４４で強固に締め付けられている。一体的な軸受構造を有する高圧側複合軸受構造１６は、船体に等価である台４５に支持されている。一体的な軸受構造を有する低圧側複合軸受構造１７は、船体に等価である台４６に支持されている。
【００２４】
図３は、高圧側鉛直向き楔プレート２６−Ｖと高圧側水平向き楔プレート２６−Ｈと低圧側鉛直向き楔プレート３５−Ｖと低圧側水平向き楔プレート３５−Ｈに共通する軸心線位置調整機構を示し、特に、高圧側水平向き楔プレート２６−Ｈの軸心線位置調整機構を代表的に示している。高圧側水平向き楔プレート２６−Ｈを両面側から締め付ける大径歯車側一方側部位２２の締付け部位４７と水平面部位１８−３の締付け部位４８は、既述の通り、締付けボルト４２で締め付けられている。複数の締付けボルト４２は、軸方向に長く延びている高圧側水平向き楔プレート２６−Ｈを複数箇所で貫通することが可能である。その場合には、高圧側水平向き楔プレート２６−Ｈにはボルト４２が融通的に通る長穴５０が開けられている。長穴５０の長径方向は、回転軸心線Ｌ２（図２参照）に直交している。
【００２５】
締付け部位４７の端面に、軸心位置調整本体４９が固着している。軸心位置調整本体４９は、固着螺子５１により締付け部位４７に強固に締め付けられて固着している。軸心位置調整本体４９が締付け部位４７に対向する側で軸心位置調整本体４９に空間が開けられている。その空間に、高圧側水平向き楔プレート２６−Ｈの端部として形成されている螺子嵌合部位５２が挿入されている。軸心位置調整本体４９に軸心位置調整螺子５３が螺合している。軸心位置調整螺子５３は、回転軸心線Ｌ２に直交する進退方向に進退動することができる。軸心位置調整螺子５３の先頭部位は、円板（図示されず）として形成されている。その円板は、螺子嵌合部位５２の中に形成されている円板挿入穴（図示されず）に密着的に且つ回転摺動可能に挿入されている。軸心位置調整螺子５３は、ロックナット５４によりロックされて軸心位置調整本体４９に固着される。
【００２６】
軸心位置調整螺子５３を回転させることにより、軸心位置調整螺子５３を進退動させる。軸心位置調整螺子５３の進退動は、高圧側水平向き楔プレート２６−Ｈの進退動に位置的に１対１に対応する。高圧側鉛直向き楔プレート２６−Ｖを同様に進退動させる。高圧側鉛直向き楔プレート２６−Ｖの進退動方向は、高圧側水平向き楔プレート２６−Ｈの進退動方向に直交している。高圧側鉛直向き楔プレート２６−Ｖと高圧側水平向き楔プレート２６−Ｈの進退動は、高圧側減速用第１小径歯車４の歯溝７と高圧側減速用大径歯車５の歯溝７の噛合いに影響する。高圧側鉛直向き楔プレート２６−Ｖの前進と後退は、高圧側減速用第１小径歯車４の歯溝７と高圧側減速用大径歯車５の歯溝７の噛合いをより適正にする適正調整方向とその噛合いをより不適正にする不適正調整方向の判断に有効である。高圧側水平向き楔プレート２６−Ｈの前進と後退は、高圧側減速用第１小径歯車４の歯溝７と高圧側減速用大径歯車５の歯溝７の噛合いをより適正にする適正調整方向とその噛合いをより不適正にする不適正調整方向の判断に有効である。高圧側水平向き楔プレート２６−Ｈの前進と後退と高圧側鉛直向き楔プレート２６−Ｖの前進と後退の４通りの組合せにより、最適調整方向が容易に判断される。最適調整方向の判断により、高圧側鉛直向き楔プレート２６−Ｖと高圧側水平向き楔プレート２６−Ｈの進退動位置が確定され、その確定位置の軸心位置調整螺子５３はロックナット５４によりロックされる。
【００２７】
図４は、２次元ＸＹ平面上で大径歯車側軸受２１を２次元的に移動させることにより回転軸心線Ｌ２の２次元位置を調整する軸心線位置調整方法を示している。大径歯車側軸受２１の位置は、高圧側鉛直向き楔プレート２６−ＶのＸ方向位置と高圧側水平向き楔プレート２６−ＨのＹ方向位置とにより決定される。大径歯車側軸受２１の２次元位置は、高圧側鉛直向き楔プレート２６−Ｖの正負Ｘ方向移動量と高圧側水平向き楔プレート２６−Ｈの正負Ｙ方向移動量の４通りの組合せにより決定される。Ｘ方向とＹ方向は平行ではない。Ｘ方向とＹ方向が直交する場合に、調整作業はより容易であり、より高い精度の位置調整が可能である。高圧側減速用第１小径歯車４の回転軸心線Ｌ１に対して高圧側減速用大径歯車５の回転軸心線Ｌ２を相対的に移動させることにより、高圧側減速用大径歯車５の軸方向前後の螺旋歯溝７を高圧側減速用第１小径歯車４の軸方向前後の螺旋歯溝７に対する噛合いを容易に調整することができる。
【００２８】
図５は、噛合いの適正と不適正を判別する慣用方法を示している。複合歯溝７に色付き油又はセラミック蒸着層が塗られ又は形成された高圧側減速用第１小径歯車４を複数回に回転させ、高圧側減速用大径歯車５を１回転させることにより、高圧側減速用第１小径歯車４の複合歯溝７に付着している色付き油が高圧側減速用大径歯車５の複合歯溝７に転写される。不適正調整のときの転写の模様は、（ａ），（ｂ）に示されるように、螺旋方向に短く、且つ、先鋭に途切れる。適正調整のときの転写の模様は、（ｃ），（ｄ）に示されるように、螺旋方向に長く、且つ、途切れない。このような転写模様を長くする方向に高圧側鉛直向き楔プレート２６−Ｖと高圧側水平向き楔プレート２６−Ｈを移動させることにより、試行錯誤的繰り返し調整作業をしないで、確実に適正調整方向を見出すことができる。このような調整方法は、マイクロメータのオーダの微調整を可能にしている。
【００２９】
楔プレートの位置調整による歯当たり調整の後の既述のロックナットによる相対位置固定に代えられるテーパピン固着は有効である。テーパピン固着は、固着力が強力であり位置保持が確実であることの他に、再度の調整が要求される場合に、その固着の解消を容易にすることができる。歯車の据付け精度は車室の加工精度に依存する。加工されている車室に合わせて歯車の歯切り加工が行われる。１つの車室に対応してその車室に据え付けられる歯車の加工が行われる。このため、公知技術では歯車の統一的加工が行われていないが、本発明の調整技術では、任意の車室に据え付けられる歯車は、その据え付け位置を簡素に調整することができるので、統一的に生産される多数の歯車のうちから任意に選択することができる。大径歯車側一方側部位２２と大径歯車側一方側部位３１とはともに、船体に等価である車室に対して構造的に独立しているので、歯当たりを調整することにより、歯車を最適の位置と角度位置に据え付けることができ、歯車を設計通りに製作することができ、調整加工により歯車を最良の加工状態を悪化させないで、歯車を設計通りの最良の状態で用いることができる。このような調整が可能であるので、車室と小径歯車側共通軸受支持体１９を一体化することが有効である。
【図面の簡単な説明】
【００３０】
【図１】図１は、本発明による複合系統タービンシステムの実施の好ましい形態を示す斜軸投影図である。
【図２】図２は、図１の斜軸方向視の背面断面図である。
【図３】図３は、図２の一部の正面断面図である。
【図４】図４は、図２の他の一部の正面断面図である。
【図５】図５（ａ），（ｂ），（ｃ），（ｄ）は、歯切り調整方法を示す写真である。
【符号の説明】
【００３１】
１…高圧タービン
３…軸受構造
４…高圧側小径歯車
５…高圧側大径歯車
６…軸受構造（高圧側軸受構造）
８…低圧側軸受構造
９…低圧側小径歯車
１１…低圧側大径歯車
１８…本体台
１８−１…斜め方向部位
１８−２…鉛直方向部位
１８−３…水平方向部位
２２…軸受
２６−Ｖ…第１調整体
２６−Ｈ…第２調整体
２７…第１テーパ面
２８…第２テーパ面
４９…第１軸心調整治具本体（第２軸心調整治具本体）
５３…第１螺子（第２螺子）
５４…第１ロック機構
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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