CN104903601B - 倾斜垫片轴承装置 - Google Patents

倾斜垫片轴承装置 Download PDF

Info

Publication number
CN104903601B
CN104903601B CN201480003228.4A CN201480003228A CN104903601B CN 104903601 B CN104903601 B CN 104903601B CN 201480003228 A CN201480003228 A CN 201480003228A CN 104903601 B CN104903601 B CN 104903601B
Authority
CN
China
Prior art keywords
oil
rotary shaft
oil groove
bearing
rotation
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Active
Application number
CN201480003228.4A
Other languages
English (en)
Other versions
CN104903601A (zh
Inventor
西冈忠相
角侑树
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Mitsubishi Power Ltd
Original Assignee
Mitsubishi Hitachi Power Systems Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Priority claimed from JP2013146668A external-priority patent/JP6420946B2/ja
Priority claimed from JP2013146669A external-priority patent/JP6332919B2/ja
Application filed by Mitsubishi Hitachi Power Systems Ltd filed Critical Mitsubishi Hitachi Power Systems Ltd
Priority to CN201510514916.3A priority Critical patent/CN105156463B/zh
Publication of CN104903601A publication Critical patent/CN104903601A/zh
Application granted granted Critical
Publication of CN104903601B publication Critical patent/CN104903601B/zh
Active legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C32/00—Bearings not otherwise provided for
    • F16C32/06—Bearings not otherwise provided for with moving member supported by a fluid cushion formed, at least to a large extent, otherwise than by movement of the shaft, e.g. hydrostatic air-cushion bearings
    • F16C32/0629—Bearings not otherwise provided for with moving member supported by a fluid cushion formed, at least to a large extent, otherwise than by movement of the shaft, e.g. hydrostatic air-cushion bearings supported by a liquid cushion, e.g. oil cushion
    • F16C32/064—Bearings not otherwise provided for with moving member supported by a fluid cushion formed, at least to a large extent, otherwise than by movement of the shaft, e.g. hydrostatic air-cushion bearings supported by a liquid cushion, e.g. oil cushion the liquid being supplied under pressure
    • F16C32/0651—Details of the bearing area per se
    • F16C32/0659—Details of the bearing area per se of pockets or grooves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C17/00—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement
    • F16C17/02—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement for radial load only
    • F16C17/03—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement for radial load only with tiltably-supported segments, e.g. Michell bearings
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C32/00—Bearings not otherwise provided for
    • F16C32/06—Bearings not otherwise provided for with moving member supported by a fluid cushion formed, at least to a large extent, otherwise than by movement of the shaft, e.g. hydrostatic air-cushion bearings
    • F16C32/0629—Bearings not otherwise provided for with moving member supported by a fluid cushion formed, at least to a large extent, otherwise than by movement of the shaft, e.g. hydrostatic air-cushion bearings supported by a liquid cushion, e.g. oil cushion
    • F16C32/064—Bearings not otherwise provided for with moving member supported by a fluid cushion formed, at least to a large extent, otherwise than by movement of the shaft, e.g. hydrostatic air-cushion bearings supported by a liquid cushion, e.g. oil cushion the liquid being supplied under pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C32/00—Bearings not otherwise provided for
    • F16C32/06—Bearings not otherwise provided for with moving member supported by a fluid cushion formed, at least to a large extent, otherwise than by movement of the shaft, e.g. hydrostatic air-cushion bearings
    • F16C32/0629—Bearings not otherwise provided for with moving member supported by a fluid cushion formed, at least to a large extent, otherwise than by movement of the shaft, e.g. hydrostatic air-cushion bearings supported by a liquid cushion, e.g. oil cushion
    • F16C32/064—Bearings not otherwise provided for with moving member supported by a fluid cushion formed, at least to a large extent, otherwise than by movement of the shaft, e.g. hydrostatic air-cushion bearings supported by a liquid cushion, e.g. oil cushion the liquid being supplied under pressure
    • F16C32/0644—Details of devices to control the supply of liquids to the bearings
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C32/00—Bearings not otherwise provided for
    • F16C32/06—Bearings not otherwise provided for with moving member supported by a fluid cushion formed, at least to a large extent, otherwise than by movement of the shaft, e.g. hydrostatic air-cushion bearings
    • F16C32/0629—Bearings not otherwise provided for with moving member supported by a fluid cushion formed, at least to a large extent, otherwise than by movement of the shaft, e.g. hydrostatic air-cushion bearings supported by a liquid cushion, e.g. oil cushion
    • F16C32/064—Bearings not otherwise provided for with moving member supported by a fluid cushion formed, at least to a large extent, otherwise than by movement of the shaft, e.g. hydrostatic air-cushion bearings supported by a liquid cushion, e.g. oil cushion the liquid being supplied under pressure
    • F16C32/0651—Details of the bearing area per se
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C32/00—Bearings not otherwise provided for
    • F16C32/06—Bearings not otherwise provided for with moving member supported by a fluid cushion formed, at least to a large extent, otherwise than by movement of the shaft, e.g. hydrostatic air-cushion bearings
    • F16C32/0629—Bearings not otherwise provided for with moving member supported by a fluid cushion formed, at least to a large extent, otherwise than by movement of the shaft, e.g. hydrostatic air-cushion bearings supported by a liquid cushion, e.g. oil cushion
    • F16C32/064—Bearings not otherwise provided for with moving member supported by a fluid cushion formed, at least to a large extent, otherwise than by movement of the shaft, e.g. hydrostatic air-cushion bearings supported by a liquid cushion, e.g. oil cushion the liquid being supplied under pressure
    • F16C32/0651—Details of the bearing area per se
    • F16C32/0655—Details of the bearing area per se of supply openings
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C32/00—Bearings not otherwise provided for
    • F16C32/06—Bearings not otherwise provided for with moving member supported by a fluid cushion formed, at least to a large extent, otherwise than by movement of the shaft, e.g. hydrostatic air-cushion bearings
    • F16C32/0662—Details of hydrostatic bearings independent of fluid supply or direction of load
    • F16C32/0666—Details of hydrostatic bearings independent of fluid supply or direction of load of bearing pads
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C33/00—Parts of bearings; Special methods for making bearings or parts thereof
    • F16C33/02—Parts of sliding-contact bearings
    • F16C33/04—Brasses; Bushes; Linings
    • F16C33/06—Sliding surface mainly made of metal
    • F16C33/10—Construction relative to lubrication
    • F16C33/1025—Construction relative to lubrication with liquid, e.g. oil, as lubricant
    • F16C33/1045—Details of supply of the liquid to the bearing

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Fluid Mechanics (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Oil, Petroleum & Natural Gas (AREA)
  • Sliding-Contact Bearings (AREA)

Abstract

本发明的目的在于提供一种能够以小的供给液压力使旋转轴浮起的倾斜垫片轴承装置，所述倾斜垫片轴承装置具备：多个轴瓦，配置在旋转轴的周围，将所述旋转轴支承为旋转自如；支承构件，夹设在所述多个轴瓦与对这些轴瓦进行支承的轴承壳体之间，将各轴瓦支承为能够摆动；及供油机构，向在所述多个轴瓦中的1个以上的轴瓦的轴承面上形成的至少1个油槽供给润滑油，其中，所述至少1个油槽在所述旋转轴停止时设置在所述轴承面中的与所述旋转轴的外周面接触的接触区域的内侧及外侧。

Description

倾斜垫片轴承装置
技术领域
本发明涉及例如蒸汽涡轮的滑动轴承那样，利用能够摆动的多个轴瓦来支承大型回转机械的旋转轴的倾斜垫片轴承装置。
背景技术
在涡轮或发电机等大型回转机械中，为了稳定地支承旋转轴，而使用倾斜垫片轴承装置。倾斜垫片轴承装置是滑动轴承的一种，具有如下结构：在轴承壳体内，在旋转轴的周围配置有能够摆动的多个轴瓦(倾斜垫片)。轴瓦由设置在轴承壳体的内侧的枢轴支承为能够摆动。并且，通过旋转轴的旋转，将润滑油导向旋转轴的外周面与轴瓦的轴承面之间，在它们之间形成楔状油膜而支承旋转轴。例如在专利文献1中公开了一种上述倾斜垫片轴承装置。
在这样的倾斜垫片轴承装置中，在无法得到油膜的楔形效果产生的充分的负荷能力的旋转开始时或低速旋转时，需要消除旋转轴的外周面与倾斜垫片的轴承面的接触，防止轴承面的烧结。因此，有时采用被称为顶轴油泵的机构(JOP机构)。例如专利文献2记载的JOP机构在倾斜垫片的轴承面开设有供油口，经由供油通路从泵向该供油口供给高压的润滑油，在轴承面上形成油膜而利用油膜使旋转轴浮起。通常，在轴承面上形成油槽，以使润滑油遍及大范围。
【在先技术文献】
【专利文献】
【专利文献1】日本特开昭59-212520号公报
【专利文献2】日本实开平2-146961号公报
发明内容
【发明要解决的课题】
然而，倾斜垫片轴承装置为了使轴瓦能够摆动而成为通过与轴瓦的外周面抵接的枢轴来支承轴瓦的结构，因此由于轴瓦的自重或经由旋转轴向轴瓦施加的载荷等而轴瓦稍微变形。因此，在旋转轴的停止时，在依赖于该轴瓦的变形的形状的接触区域，轴瓦与旋转轴进行接触。例如在轴瓦由枢轴进行点支承的情况下，轴瓦与旋转轴的接触区域成为大致椭圆形状。
在此，本发明者进行的仔细研究的结果可知，JOP机构产生的旋转轴的浮起特性受到旋转轴的停止时的轴瓦和旋转轴的接触区域与设于轴瓦的轴承面上的润滑油导入用的油槽的相对的配置关系的影响。换言之，根据接触区域与油槽的相对的配置关系，为了使旋转轴浮起所需的向JOP机构的供给液压的大小不同。
然而，在专利文献1及2中，对于即使向JOP机构的供给油的压力减小也能够由JOP机构产生的使旋转轴浮起的接触区域与油槽的相对的配置关系，没有任何公开。
本发明的一形态的至少几个实施方式的目的在于提供一种能够以小的供给液压力使旋转轴浮起的倾斜垫片轴承装置。
需要说明的是，本发明的另一形态的至少几个实施方式的目的在于提供一种能防止旋转轴与轴瓦的接触的倾斜垫片轴承装置。
【用于解决课题的方案】
本发明的一方案的至少几个实施方式的倾斜垫片轴承装置具备：
多个轴瓦，配置在旋转轴的周围，将所述旋转轴支承为旋转自如；
支承构件，夹设在所述多个轴瓦与对这些轴瓦进行支承的轴承壳体之间，将各轴瓦支承为能够摆动；及
供油机构，构成为向在所述多个轴瓦中的1个以上的轴瓦的轴承面上形成的至少1个油槽供给润滑油，
所述倾斜垫片轴承装置的特征在于，
所述至少1个油槽在所述旋转轴停止时设置在所述轴承面中的与所述旋转轴的外周面接触的接触区域的内侧及外侧。
根据上述倾斜垫片轴承装置，从供油机构供给润滑油的油槽设置在轴承面中的与旋转轴的外周面接触的接触区域的内侧及外侧。因此，在旋转轴的旋转开始时或低速旋转时从供油机构经由油槽供给润滑油时，能够使润滑油遍及接触区域的内侧及外侧这两方。由此，即使在向供油机构的供给液压比较小的情况下，也能够有效地使旋转轴浮起。
需要说明的是，接触区域通过旋转轴的直径(旋转轴的外周面的曲率半径)、轴瓦的轴承面的曲率半径、轴瓦的材质及经由旋转轴向倾斜垫片轴承装置施加的载荷等来决定。接触区域的形状、位置可以试验性地求出，也可以通过模拟进行推定。例如，可以在旋转轴与轴瓦之间夹入感压纸，将感压纸的着色的部位判定为接触区域。或者，可以根据使用赫兹理论算出的接触应力来推定接触区域，也可以使用FEM解析来推定接触区域。
另外，本发明的另一方案的至少几个实施方式的倾斜垫片轴承装置具备：
多个轴瓦，配置在旋转轴的周围，将所述旋转轴支承为旋转自如；
支承构件，夹设在所述多个轴瓦与对这些轴瓦进行支承的轴承壳体之间，将各轴瓦支承为能够摆动；及
供油机构，向在所述多个轴瓦中的1个以上的轴瓦的轴承面上形成的至少1个油槽供给润滑油，
所述倾斜垫片轴承装置的特征在于，
所述支承构件相对于所述1个以上的轴瓦的所述旋转轴的旋转方向上的中央位置，向所述旋转轴的旋转方向上游侧或旋转方向下游侧偏置配置，
将所述旋转轴的周向上的各个所述油槽的中心位置以该油槽的开口面积进行加权后的所述至少1个油槽的加权平均位置相对于所述支承构件的配置位置向以所述中央位置为基准的所述支承构件的偏置方向偏移。
根据上述倾斜垫片轴承装置，将各个油槽的中心位置xi以油槽的开口面积Si进行加权后的油槽的加权平均位置相对于支承构件的配置位置向支承构件的偏置方向偏移，因此即使支承构件偏置，也能够抑制偏置侧的轴瓦端部与旋转轴的外周面的间隙小于与偏置的方向相反的一侧的轴瓦端部与旋转轴的外周面的间隙的情况。由此，在旋转轴的旋转开始时或低速旋转时，能抑制旋转轴的倾斜，能够防止旋转轴与轴瓦的接触。
在一实施方式中，所述至少1个油槽从所述接触区域的内侧到外侧连续延伸。
这样，通过设置从接触区域的内侧到外侧连续延伸的至少1个油槽，能够维持油槽产生的旋转轴的浮起特性并削减油槽的设置数目。
在另一实施方式中，所述至少1个油槽包括设置在所述接触区域的内侧的内侧油槽和与所述内侧油槽独立地设置在所述接触区域的外侧的外侧油槽。
这样，通过设置在接触区域的内侧的内侧油槽和设置在接触区域的外侧的外侧油槽的设置，能够维持油槽产生的旋转轴的浮起特性，并提高各油槽的设置位置或形状的自由度。
在几个实施方式中，所述至少1个油槽分别沿着等压线设置，该等压线通过在所述旋转轴的旋转时形成于所述轴承面与所述旋转轴的外周面之间的油膜的压力相同的位置。
各油槽分别由连通的1个空间形成，因此油槽内的任意位置都成为同一压力。因此，在跨越不同等压线地形成油槽的情况下，在旋转轴的旋转时，存在油槽内的压力均匀化而作为动压轴承的功能受损的可能性。因此，如上述实施方式那样，将各油槽分别沿着等压线设置，由此维持各等压线位置的油槽内的压力，良好地保持作为动压轴承的功能。
在一实施方式中，所述至少1个油槽包括沿着第一等压线设置的第一油槽和沿着第二等压线设置的第二油槽，该第一等压线通过所述油膜的所述压力为第一压力的位置，该第二等压线通过所述油膜的所述压力为与所述第一压力不同的第二压力的位置，所述供油机构包括与所述第一油槽连通的第一供油通路和与所述第二油槽连通的第二供油通路，所述第一供油通路和所述第二供油通路设置作为至少在所述旋转轴的旋转时能够维持成互不相同的压力的另外的系统。
根据上述实施方式，与第一油槽连通的第一供油通路和与第二油槽连通的第二供油通路设置作为至少在旋转轴的旋转时能够维持成互不相同的压力的另外的系统。由此，能够避免沿着不同等压线(第一等压线和第二等压线)设置的第一油槽及第二油槽的压力在旋转轴的额定旋转时均匀化的情况，能够良好地保持作为动压轴承的功能。
在一实施方式中，沿着所述第一等压线设置的多个所述第一油槽构成为经由所述第一供油通路而相互连通。
这样，对于沿着同一等压线设置的多个油槽，若采用供油通路相互连通的结构，则也能够简化供油通路或阀等的供油机构的结构。
在几个实施方式中，还具备：第一阀，设置于所述第一供油通路，用于调整向所述第一油槽的所述润滑油的供给量；及第二阀，设置于所述第二供给通路，用于调整向所述第二油槽的所述润滑油的供给量。
在旋转轴的旋转开始时或低速旋转时那样使JOP机构动作的情况下，通过调节各阀的开度而能够调整向各油槽的润滑油的供给量，另一方面，在旋转轴的额定旋转时那样向轴承面未供给润滑油的情况下，利用各阀切断油路，由此能够防止从油路的润滑油的漏出，因此能够适当地保持轴承面的油膜压力。
在几个实施方式中，所述支承构件相对于所述1个以上的轴瓦的所述旋转轴的旋转方向上的中央位置，向所述旋转轴的旋转方向上游侧或旋转方向下游侧偏置配置，将所述旋转轴的周向上的各个所述油槽的中心位置以该油槽的开口面积进行加权后的所述至少1个油槽的加权平均位置，相对于所述支承构件的配置位置向以所述中央位置为基准的所述支承构件的偏置方向偏移。
在旋转轴的旋转开始时或低速旋转时的JOP机构的动作中(即润滑油的供给中)，根据形成在旋转轴与轴瓦之间的油膜压力的分布，绕着支承构件对轴瓦的支承点的力矩向倾斜垫片轴承装置的轴瓦施加。该力矩是将轴承面上的任意的位置的油膜压力与该位置的距支承点的距离之积即局部的力矩对于轴承面上的全部的位置进行累计而得到的值。该局部的力矩的符号在支承构件对轴瓦的支承点的两侧颠倒。因此，根据支承构件对轴瓦的支承点的两侧的力矩的绝对值的大小关系，来决定形成在旋转轴与轴瓦之间的油膜压力的分布所对应的实际的力矩的方向。在此，各油槽的对于局部的力矩的贡献由各油槽的中心位置xi与对该油槽形成的油膜压力的大小造成影响的该油槽的开口面积Si之积xiSi来表示。由此，油膜压力的分布所对应的实际的力矩的方向基本上由关于全部油槽的对局部的力矩的贡献的总和ΣxiSi来决定。换言之，根据将总和ΣxiSi除以全部油槽的开口面积的总和ΣSi所得到的值(将各个油槽的中心位置xi以油槽的开口面积Si进行了加权后的油槽的加权平均位置xA)与支承构件的位置的配置关系，决定油膜压力的分布所对应的实际的力矩的方向。
在上述倾斜垫片轴承装置中，将各个油槽的中心位置xi以油槽的开口面积Si进行加权后的油槽的加权平均位置相对于支承构件的配置位置而向支承构件的偏置方向偏移，因此即使支承构件偏置，也能够以支承构件为基准而使作用在旋转轴的旋转方向上游侧和下游侧的力矩平衡。由此，在旋转轴的旋转开始时或低速旋转时，能抑制旋转轴的倾斜，能够防止旋转轴与轴瓦的接触。
在一实施方式中，所述支承构件配置在比所述旋转轴的周向上的所述轴瓦的中央位置更靠所述旋转轴的旋转方向下游侧的位置，所述至少1个油槽的所述加权平均位置比所述支承构件的配置位置向所述旋转轴的旋转方向下游侧偏移。
在几个实施方式中，接受来自所述供油机构的所述润滑油的供给的多个供油口在所述轴承面上沿着所述旋转轴的轴向排列设置，与各供油口连通的所述油槽分别独立形成。
由此，若独立地调整向各油槽的润滑油的供给量而独立地调整各油槽的油膜压力，则即使在旋转轴的轴向上发生偏抵，通过各油槽的油膜压力的调整也能够矫正偏抵。
在几个实施方式中，所述至少1个油槽配置于在所述旋转轴的旋转时形成于所述轴承面上的楔状油膜所产生的油膜压力成为同等的区域内。
当形成在旋转轴与轴瓦之间的油膜压力跨越不同区域而连续的1个油槽的形成时，该油槽的油膜压力对应于低的一方的油膜压力而下降。相对于此，如上述实施方式那样，使1个油槽形成在油膜压力同等的区域内，由此能够防止上述油膜压力的下降。
在几个实施方式中，在所述旋转轴的旋转时，形成于所述轴承面的楔状油膜所产生的油膜压力成为同等的等压区域形成为，以最大油膜压力区域为中心而油膜压力逐渐成为低压的区域在该最大油膜压力区域的外侧呈同心状地扩展，所述油槽沿着一个等压线配置。
这样，沿着在旋转轴的旋转时形成的油膜压力的分布(以最大油膜压力区域为中心而油膜压力逐渐成为低压的区域在该最大油膜压力区域的外侧呈同心状地扩展的分布)的等压线配置油槽，由此能良好地确保作为动压轴承的功能。
在几个实施方式中，利用在所述旋转轴的旋转时在所述旋转轴的外周面与所述轴承面之间产生的油膜压力，所述旋转轴和所述轴瓦的旋转方向上游端的间隙分布在与所述旋转轴和所述轴瓦的旋转方向下游端的间隙成为同等的区域。
【发明效果】
根据本发明的几个实施方式，将从供油机构供给润滑油的油槽设置在轴承面中的与旋转轴的外周面接触的接触区域的内侧及外侧，因此在旋转轴的旋转开始时或低速旋转时从供油机构经由油槽供给润滑油时，能够使润滑油遍及接触区域的内侧及外侧这两方。由此，即使在向供油机构的供给液压比较小的情况下，也能够有效地使旋转轴浮起。
附图说明
图1是本发明的第一实施方式的轴承装置的整体结构图。
图2是第一实施方式的轴瓦的剖视图。
图3是第一实施方式的轴瓦的轴承面的展开图。
图4是比较例的轴瓦(仅接触区域的内侧油槽)的轴承面的展开图。
图5是另一比较例的轴瓦(仅接触区域的外侧油槽)的轴承面的展开图。
图6是表示接触区域与油膜压力之间的关系的坐标图。
图7是表示第一实施方式的轴承装置的供油机构的一例的结构图。
图8是本发明的第二实施方式的轴瓦的轴承面的展开图。
图9是表示本发明的第二实施方式的轴承装置的供油机构的一例的结构图。
图10是本发明的第三实施方式的轴瓦的轴承面的展开图。
图11是本发明的第四实施方式的轴承装置的剖视图。
图12是本发明的第四实施方式的轴瓦的轴承面的展开图。
图13是用于说明油槽的加权平均位置的图。
图14是本发明的第五实施方式的轴瓦的轴承面的展开图。
图15是本发明的第五实施方式的油膜压力分布图。
图16是本发明的第六实施方式的轴瓦的轴承面的展开图。
图17(A)是表示第四实施方式的油槽的油膜压力分布的线图，图17(B)是表示第六实施方式的油槽的油膜压力分布的线图。
图18是第六实施方式的变形例的轴瓦的轴承面的展开图。
图19是表示第六实施方式的变形例的供油机构的轴承装置的剖视图。
具体实施方式
以下，使用图示的实施方式，详细说明本发明。但是，该实施方式记载的构成零件的尺寸、材质、形状、其相对配置等并不是将本发明的范围仅限定于此。
(第一实施方式)
参照图1，说明本发明的第一实施方式的倾斜垫片轴承装置10的整体的概略结构。需要说明的是，图1是本发明的第一实施方式的倾斜垫片轴承装置的整体结构图。
在几个实施方式中，图1所示的轴承壳体12是对开型的轴承壳体，由半圆形的壳体片12a及12b构成。壳体片12a及12b在彼此的对合面抵接了的状态下利用螺栓等结合用具结合。沿着轴承壳体12的内周面设有多个(在图1中为4个)轴瓦14，轴瓦14的内周面形成轴承面14a。在轴承面14a的内侧配置有涡轮或发电机等大型回转机械的旋转轴15(参照图2)。在多个轴瓦14、14、…中的1个以上的轴瓦14的轴承面14a上开设有供油口34，且刻设有与供油口34连通的油槽36。设置供油口34及油槽36的轴瓦14可以是配置在旋转轴15的周围的多个轴瓦14、14、…中的至少位于旋转轴15的周向下方的轴瓦14。即，在旋转轴15停止时，在配置于支承旋转轴15的自重的位置的轴瓦14上可以形成供油口34及油槽36。当然，在位于旋转轴15的周向上方的轴瓦14上也可以形成供油口34及油槽36。
以下，说明向供油口34供给润滑油的供油机构16的结构。泵18由马达20驱动，从未图示的油罐将高压的润滑油o向供油管线22喷出。在油路22设有溢流阀24，当在供油管线22中流动的润滑油o的压力超过了允许值时，将润滑油的一部分向罐26放出而将润滑油o的压力减少为允许值以下。供油管线22在下游侧分支成分支通路28a及28b。在分支通路28a及28b上分别设有阀(流量调整阀)30a及30b。分支通路28a及28b分别经由形成于壳体片12b及轴瓦14的供油孔32a及32b，与形成于各个轴瓦14的供油口34连通。
接着，参照图2及图3，说明倾斜垫片轴承装置10的各部位的具体的结构。图2是本发明的第一实施方式的轴瓦的剖视图。图3是本发明的第一实施方式的轴瓦的轴承面的展开图。需要说明的是，图3是将具有曲率的轴瓦14在平面上展开后的图。
在以下的实施方式中，例示出具有由枢轴38点支承轴瓦14的结构的倾斜垫片轴承装置10。
在图2中，G1是通过旋转轴15的中心和枢轴38的支承点的直线。图2所示的箭头r是旋转轴15的旋转方向。在图3中，G2是通过枢轴38对轴瓦14的支承点且与旋转轴15的轴线平行的直线。箭头a表示旋转轴15的轴向。
在几个实施方式中，图2及图3所示的轴瓦14由设置在壳体片12b的内周面上的枢轴38点支承为能够摆动。枢轴38通常设置在轴瓦14的中央附近，但也可以与旋转轴15的旋转方向的轴瓦14的中央位置相比更向旋转方向上游侧或下游侧偏置配置。在图2中，相对于旋转轴15的旋转方向，轴瓦14的旋转方向前端14b位于上游侧，轴瓦14的旋转方向后端14c位于下游侧。
在一实施方式中，在图2及图3中，示出通过枢轴38的直线G2相对于旋转轴15的旋转方向上的轴瓦14的中央位置C(参照图13)而向旋转轴15的旋转方向下游侧偏置配置的情况。这样，在旋转轴15的额定旋转时那样倾斜垫片轴承装置10作为动压轴承发挥作用的情况下，枢轴38配置在比旋转轴15的周向上的轴瓦14的中心位置更靠旋转轴15的旋转方向下游侧的位置，由此轴瓦14的前端14b的轴承面14a与旋转轴15的外周面之间的间隙变大。因此，润滑油的向轴承面14a的引入量增加，能够提高轴瓦14与旋转轴15之间的润滑性。
在几个实施方式中，在轴瓦14的轴承面14a上开设有4个供油口40(40a、40b)、44(44a、44b)，且设有与各供油口40、44连通的油槽42(42a、42b)、46(46a、46b)。
具有上述结构的倾斜垫片轴承装置10成为通过与轴瓦14的外周面抵接的枢轴38将轴瓦14支承为轴瓦14能够摆动的结构，因此由于轴瓦14的自重或经由旋转轴15向轴瓦14施加的载荷等而轴瓦14稍微变形。因此，在旋转轴15停止时，在依赖于该轴瓦14的变形的形状的接触区域S，轴瓦14与旋转轴15进行接触。例如图2所示轴瓦14由枢轴38点支承的情况下，如图3所示，轴瓦14与旋转轴15的接触区域S成为大致椭圆形状。
在几个实施方式中，油槽42、46设置在接触区域S的内侧及外侧。需要说明的是，接触区域S通过旋转轴15的直径(旋转轴的外周面的曲率半径)、轴瓦14的轴承面14a的曲率半径、轴瓦14的材质及经由旋转轴15向倾斜垫片轴承装置10施加的载荷等来决定。接触区域S的形状、位置可以试验性地求出，也可以通过模拟进行推定。例如，可以在旋转轴15与轴瓦14之间夹入感压纸，将感压纸的着色的部位判定为接触区域S。或者可以根据使用赫兹理论算出的接触应力来推定接触区域S，也可以使用FEM解析来推定接触区域S。
在此，参照图6，在图2及图3所示的第一实施方式的轴瓦14和图4及图5所示的比较例的轴瓦14’、14”中将油膜压力的特性进行对比来说明。图4是比较例的轴瓦的轴承面的展开图。图5是另一比较例的轴瓦(仅接触区域的外侧油槽)的轴承面的展开图。图6是表示接触区域与油膜压力之间的关系的坐标图，图6(A)是表示第一实施方式(图3)的轴瓦14的油膜压力特性的坐标图，图6(B)是表示比较例(图4)的轴瓦14’的油膜压力特性的坐标图，图6(C)是表示另一比较例(图5)的轴瓦14”的油膜压力特性的坐标图。
在图4所示的轴瓦14’中，在接触区域S的外侧未设置油槽，仅在接触区域S的内侧设置油槽42’(42a’、42b’)、46’(46a’、46b’)。相对于此，在图5所示的轴瓦14”中，在接触区域S的外侧未设置油槽，仅在接触区域S的内侧设置油槽42”(42a”、42b”)、46”(46a”、46b”)。
如图4及图6(B)所示，用于引导润滑油的油槽42’、46’形成在接触区域S的内侧的情况下，轴瓦14’与旋转轴15之间的间隙在从接触区域S的内侧向接触区域S的外侧的交界处急剧扩大。因此，经由接触区域S内的油槽42a’、42b’、46a’、46b’向间隙供给的润滑油所产生的油膜压力在接触区域S的内侧虽然维持得较高，但是在接触区域S的外侧由于间隙的急剧的体积增加而大幅下降。因此，难以在轴瓦14’的轴承面整体上使润滑油以形成大致均匀的油膜压力的方式遍及，尤其是会引起接触区域S的外侧的油膜压力未充分上升的事态。
如图5及图6(C)所示，在接触区域S的外侧形成油槽42”、46”的情况下，轴瓦14”与旋转轴15之间的间隙从接触区域S的外侧朝向接触区域S的内侧在其交界处急剧变窄。因此，会产生向接触区域S的内侧未充分供给润滑油，而接触区域S的内侧的油膜压力未充分上升的事态。
这样，根据比较例的轴瓦14’、14”，润滑油未充分遍及轴瓦14’、14”的轴承面14a’、14a”，因此，在起动JOP机构而使旋转轴15旋转时，存在旋转轴15未顺畅浮起的可能性。
相对于此，在本实施方式中，如图3及图6(A)所示，由于是在接触区域S的内侧及外侧设置油槽42、46的结构，因此在旋转轴15的旋转开始时或低速旋转时，从供油机构16经由油槽42、46供给润滑油时，能够使润滑油遍及接触区域S的内侧及外侧这两方。由此，即使在向供油机构16的供给液压比较小的情况下，也能够有效地使旋转轴15浮起。
另外，在一实施方式中，至少1个油槽42、46可以从接触区域S的内侧至外侧连续延伸。即，各个油槽42、46可以横跨接触区域S的交界地延伸设置。这样，通过设置从接触区域S的内侧到外侧连续延伸的至少1个油槽42、46，能够维持由油槽42、46产生的旋转轴15的浮起特性，并削减油槽42、46的设置数目。需要说明的是，在图3中，全部的油槽42、46例示出从接触区域S的内侧到外侧连续延伸配置的情况。
此外，虽然未图示，但是在其他的实施方式中，至少1个油槽可以包括设置在接触区域S的内侧的内侧油槽和与内侧油槽独立地设置在接触区域S的外侧的外侧油槽。这样，通过设置在接触区域S的内侧的内侧油槽和设置在接触区域S的外侧的外侧油槽的设置，能够维持由油槽产生的旋转轴15的浮起特性，并提高各油槽的设置位置或形状的自由度。
而且，在几个实施方式中，至少1个油槽42、44分别可以沿着等压线设置，该等压线通过在旋转轴15的旋转时形成于轴承面14a与旋转轴15的外周面之间的油膜的压力相同的位置。
在旋转轴15的高速旋转时，向开设在轴瓦14的轴承面14a上的供油口40、44的润滑油的供给停止。此时，润滑油一边与旋转轴15一起连带旋转，一边形成油膜压力，从而形成基于油膜压力的油膜压力分布(参照图3)。在图3中，线p1～p6是基于轴旋转的楔状油膜的等压线，位于最内侧的等压线p1的内侧区域呈现出最大油膜压力，随着向外侧行进而油膜压力依次下降。如图示那样，以最大油膜压力区域(p1的内侧区域)为中心，等压区域呈现出同心状地扩展的椭圆形。在此，等压线是通过在旋转轴15的旋转时形成于轴承面14a与旋转轴15的外周面之间的油膜的压力相同的位置的线。
在一实施方式中，图3所示的供油口40(40a、40b)分别设置在等压线p4上。而且，与供油口40连通的油槽42(42a、42b)沿着等压线p4设置。同样，与供油口44(44a、44b)连通的油槽46(46a、46b)沿着等压线p5设置。油槽42及油槽46分别相互独立。
各油槽42、44分别由连通的1个空间形成，因此各油槽42、44内的任意的位置都成为同一压力。因此，在横跨不同的等压线地形成油槽42、44的情况下，在旋转轴15的旋转时，存在各油槽42、44内的压力均匀化而作为动压轴承的功能受损的可能性。因此，如上述实施方式那样，通过将各油槽42、44分别沿着等压线p4、p5设置，由此维持各等压线位置的油槽42、44内的压力，良好地确保作为动压轴承的功能。
另外，在一实施方式中，如图7所示，向油槽42和油槽44供给润滑油的供油通路52、54设置作为至少在旋转轴15的旋转时能够维持互不相同的压力的另外的系统。
图7所示的供油机构16具有第一供油口40、第一油槽42、第二供油口44、第二油槽46、第一供油通路52、第二供油通路54、第一阀53、第二阀55、泵50。
第一油槽42和第二油槽46沿着表示不同油膜压力的等压线设置。第一供油通路52及第二供油通路54设置作为至少在旋转轴15的旋转时能够维持互不相同的压力的另外的系统。第一供油通路52及第二供油通路54与泵50连接，由泵50供给润滑油。在第一供油通路52及第二供油通路54与泵50之间分别设有第一阀53、第二阀55，构成为能够调节向第一供油通路52及第二供油通路54的润滑油的供给量。
并且，在旋转轴15的旋转开始时或低速旋转时，成为分别打开第一阀53及第二阀55的状态，使泵50动作而经由第一供油通路52及第二供油通路54向第一油槽42和第二油槽46供给润滑油。向各油槽42、46的润滑油的供给量也可以通过各阀53、55的开度来调节。另一方面，在旋转轴15的额定旋转时，成为关闭第一阀53及第二阀55的状态，使泵50停止而切断经由第一供油通路52及第二供油通路54向第一油槽42及第二油槽46的润滑油的供给。此时，第一油槽42与第二油槽46未连通，因此独立地保持各油槽42、46的压力。
这样，与第一油槽42连通的第一供油通路40和与第二油槽46连通的第二供油通路44设置作为至少在旋转轴15的旋转时能够维持互不相同的压力的另外的系统，由此沿着不同等压线(第一等压线和第二等压线)设置的第一油槽42及第二油槽46的压力在旋转轴15的额定旋转时能够避免均匀化，能够良好地保持作为动压轴承的功能。
(第二实施方式)
接着，基于图8及图9，说明本发明的第二实施方式。图8是本发明的第二实施方式的轴瓦的轴承面的展开图。图9是表示本发明的第二实施方式的轴承装置的供油机构的一例的结构图。
本实施方式的供油机构16具有第一供油口60(60a、60b)、64(64a、64b)、第一油槽62(62a、62b)、66(66a、66b)、第一供油通路72、74、第一阀76、泵70。
多个第一油槽62、66沿着表示同一油膜压力的等压线设置。而且，第一油槽62、66构成为经由第一供油通路72、74而相互连通。例如，第一供油通路72、74在基部侧合流，在合流后的第一供油通路72、74与泵70之间设置第一阀76。第一阀76成为调节向第一供油通路72、74的润滑油的供给量的结构。
并且，在旋转轴15的旋转开始时或低速旋转时，成为打开第一阀76的状态，使泵70动作而经由第一供油通路72、74向第一油槽62、66供给润滑油。另一方面，在旋转轴15的额定旋转时，成为将第一阀76关闭的状态，使泵70停止而切断经由第一供油通路72、74的向第一油槽62、66的润滑油的供给。
根据上述第二实施方式，关于沿着同一等压线设置的多个第一油槽62、66，若采用第一供油通路72、74相互连通的结构，则能够简化第一供油通路72、74或阀73等的供油机构16的结构。
(第三实施方式)
图10是本发明的第三实施方式的轴瓦的轴承面的展开图。
如图10所示，在一实施方式中，油槽82可以包括沿着旋转轴15的轴向以夹着供油口80的方式配置的一对菱形形状的油槽82a、82b。这种情况下，可以是，油槽82横跨通过枢轴38的直线G2地配置，油槽80的菱形形状的周向的旋转上游侧的顶点部83a、83b位于比直线G2靠旋转方向上游侧的位置。需要说明的是，在图10所示的例示的实施方式中，油槽82相对于直线G2而具有线对称的形状。
(第四实施方式)
图11是本发明的第四实施方式的轴瓦的剖视图。图12是本发明的第四实施方式的轴瓦的轴承面的展开图。图13是用于说明油槽的加权平均位置的图。需要说明的是，图12是将具有曲率的轴瓦14在平面上展开的图。
在图11中，G1是通过旋转轴15的中心和枢轴38的支承点的直线。在图12中，C是通过旋转轴15的旋转方向上的轴瓦14(轴承面14a)的中央位置的直线。该中央位置C与旋转轴15的轴线平行。G2是通过枢轴38对轴瓦14的支承点且与旋转轴15的轴线平行的直线。箭头a表示旋转轴15的轴向。而且，在图12及图13中，将旋转轴15的旋转方向作为x轴，将通过枢轴38的支承点(支承构件的配置位置)的直线G2的位置设定为xG＝0。而且，将比通过枢轴38的支承点的直线G2更靠旋转方向下游侧(在图12及图13中为右侧)作为正向，将比直线G2更靠旋转方向上游侧(在图12及图13中为左侧)作为负向。
各轴瓦14由设置在壳体片12b的内周面上的枢轴38支承为能够摆动。在几个实施方式中，枢轴38相对于旋转轴15的旋转方向上的轴瓦14的中央位置C而向旋转轴15的旋转方向上游侧或旋转方向下游侧偏置配置。需要说明的是，在图12所示的例示的实施方式中，枢轴38的配置位置(轴瓦14的支承点)相对于轴瓦14的中央位置C而向x轴的正的方向(旋转方向下游侧)偏置配置。例如图11所示，将旋转方向前端14b设为0％，将旋转方向后端14c设为100％时，枢轴38配置在例如60％的位置。
在轴瓦14的轴承面14a开设有供油口80，且刻设有与供油口80连通的油槽82。油槽82包括配置在供油口80的旋转轴15的轴向两侧的一对菱形形状的油槽。该油槽82配置成油槽82的加权平均位置XA相对于通过枢轴38的配置位置的直线G2，向以轴瓦14的中央位置C为基准的枢轴38的支承点的偏置方向(在图11及12所示的例示的实施方式中为旋转方向下游侧)偏移。在此，油槽82的加权平均位置是将旋转轴15的周向上的油槽82的中心位置C以该油槽82的开口面积进行了加权后的值，以下详细说明。
使用图13，详细说明油槽的结构。需要说明的是，在图13中，作为一例，示出在通过枢轴38的支承点的直线G2的两侧分别设有开口面积不同的2个油槽90a及油槽90b的情况。油槽90a设置在比直线G2更靠旋转轴15的旋转方向下游侧(在图13中为比直线G2更靠右侧)的位置，油槽90b设置在比直线G2更靠旋转方向上游侧(在图13中为比直线G2更靠左侧)的位置。在此，由于以X轴上的直线G2的位置为原点(XG＝0)，因此表示X轴上的油槽90a的中心位置的坐标X1成为正(X1>0)，表示X轴上的油槽90b的中心位置的坐标X2成为负(X2<0)。
在本实施方式中，油槽90a及油槽90b构成为这2个油槽90a、90b的加权平均位置xA相对于通过枢轴38的支承点的直线G2(枢轴38的配置位置)，向以轴瓦14的中央位置C为基准的枢轴38的支承点的偏置方向偏移。需要说明的是，在图13中，示出枢轴38向比旋转轴15的旋转方向中央位置C靠旋转方向下游侧偏置配置的情况(沿着旋转方向的方向为偏置方向)。这种情况下，以油槽90a及油槽90b的加权平均位置A比通过枢轴38的支承点的直线G2更向旋转方向下游侧偏移(即，满足xA>xG的关系)的方式分别形成油槽90a及油槽90b。
虽然未图示，但是在其他的实施方式中，枢轴38比旋转轴15的中央位置C向旋转方向上游侧偏置配置。这种情况下，以油槽90a及油槽90b的加权平均位置比通过枢轴38的支承点的直线G2向旋转方向上游侧偏移的方式分别形成油槽90a及油槽90b。
在旋转轴15的旋转开始时或低速旋转时的JOP机构的动作中(即润滑油的供给中)，根据形成在旋转轴15与轴瓦14之间的油膜压力的分布(参照图11)，枢轴38对轴瓦14的支承点附近的力矩向倾斜垫片轴承装置10的轴瓦14施加。该力矩是将轴承面14a上的任意的位置的油膜压力与该位置的距支承点的距离之积即局部的力矩对于轴承面14a上的全部的位置进行累计而得到的值。该局部的力矩的符号在枢轴38对轴瓦14的支承点的两侧颠倒。因此，根据枢轴38对轴瓦14的支承点的两侧的力矩的绝对值的大小关系，来决定形成在旋转轴15与轴瓦14之间的油膜压力的分布所对应的实际的力矩的方向。在此，各油槽90a、90b的对于局部的力矩的贡献由各油槽90a、90b的中心位置xi(i＝1、2)与对该油槽90a、90b产生的油膜压力的大小造成影响的该油槽90a、90b的开口面积Si(i＝1、2)之积xiSi来表示。由此，油膜压力的分布所对应的实际的力矩的方向基本上由关于全部油槽90a、90b的对局部的力矩的贡献的总和ΣxiSi(i＝1、2)来决定。换言之，根据将总和ΣxiSi除以全部油槽的开口面积的总和ΣSi所得到的值(将各个油槽的中心位置xi以油槽90a、90b的开口面积Si进行了加权后的油槽的加权平均位置xA)与枢轴38的位置之间的配置关系，决定油膜压力的分布所对应的实际的力矩的方向。
在上述倾斜垫片轴承装置10中，将各个油槽90a、90b的中心位置xi以油槽的开口面积Si进行了加权的油槽90a、90b的加权平均位置XA相对于枢轴38的配置位置而向枢轴38的偏置方向偏移，因此即使枢轴38相对于轴瓦14的中央位置xC偏置，也能够以枢轴38为基准而使作用于旋转轴15的旋转方向上游侧与下游侧的力矩平衡。由此，在旋转轴15的旋转开始时或低速旋转时，能够抑制旋转轴15的倾斜，防止旋转轴15与轴瓦14的接触，因此能够实现旋转轴15的顺畅旋转。需要说明的是，在图13中虽然例示了在轴承面14a设有2个油槽90a、90b的情况，但是油槽的个数、形状、配置结构等不受限定。
根据上述的实施方式，油槽的加权平均位置相对于枢轴38的配置位置，向以枢轴38的中心位置为基准的偏置方向偏移，由此以枢轴38为基准能够使作用在旋转轴的旋转方向上游侧和下游侧的力矩平衡。由此，在旋转轴的旋转开始时或低速旋转时，能够抑制旋转轴的倾斜，防止旋转轴与轴瓦的接触，并且能够实现旋转轴的顺畅旋转。
在一实施方式中，也可以是，以枢轴38的位置为界，以在比枢轴38靠旋转方向(图中箭头r方向)上游侧的轴承面14a上形成的JOP产生的油膜压力分布P的枢轴附近的力矩的总计与在比枢轴38靠旋转方向下游侧的轴承面14a上形成的JOP产生的液压分布P的枢轴附近的力矩的总计相平衡的方式，形成轴瓦14的旋转方向前端14b与旋转轴15的外周面的间隙s1、及轴瓦14的旋转方向后端14c与旋转轴15的外周面的间隙s2。
供油口80及油槽82的旋转方向位置可以配置在比枢轴38更靠旋转方向下游侧，且当比枢轴38靠旋转方向上游侧区域的JOP产生的油膜压力分布P的枢轴附近的力矩的总计与比枢轴38靠旋转方向下游侧区域的JOP产生的油膜压力分布P的枢轴附近的力矩的总计相平衡时，可以配置在间隙s1与间隙s2成为同等的区域。供油口80配置在例如70％的位置。
这样，通过将供油口80及油槽82配置在比枢轴38靠旋转方向下游侧区域的位置，能够确保旋转方向下游侧区域的油膜厚度，并且，通过配置在间隙s1与间隙s2成为同等的区域，也能够确保旋转方向上游侧区域的油膜厚度。这样，能够在轴承面14a的整个区域保持均等的油膜压力。
(第五实施方式)
接着，通过图14及图15说明本发明的第五实施方式。图14是本发明的第五实施方式的轴瓦的轴承面的展开图。图15是本发明的第五实施方式的油膜压力分布图。
如图14所示，在本实施方式中，在轴瓦14设有多个供油口140a及140b。在供油口140a及140b分别连通有油槽142a及142b。供油口140a经由形成于轴瓦14的供油通路144a及供油通路146a，与将高压润滑油向供油口140a及140b供给的泵50连接。供油口140b经由形成于轴瓦14的供油通路144b及供油通路146b而与泵50连接。在供油通路146a及146b分别设有阀(流量调整阀148a及148b)。油槽142a及142b具有菱形形状，在沿轴向(箭头a方向)分离的位置相互独立地形成。
需要说明的是，油槽142a及142b跨越图14中的直线G2地配置，油槽142a、142b的菱形形状的周向的旋转上游侧的顶点部142c也可以位于比直线G2更靠旋转方向上游侧(图14中的左侧)的位置。
而且，枢轴及油槽142a、142b的位置关系可以与上述的第四实施方式同样。即，在一实施方式中，枢轴的配置位置G2从轴瓦14的中央位置C相对于旋转轴15的旋转方向x偏置。并且，2个油槽142a、142b的加权平均位置XA以相对于枢轴的配置位置C而向偏置方向偏移的方式分别配置2个油槽142a、142b。需要说明的是，在图14中，作为一例，将偏置方向设为旋转轴15的旋转方向下游侧(图5的右侧)。
供油机构成为从泵50经由供油通路146a、146b及供油通路144a、144b而向供油口140a、140b供给润滑油的结构。此时，利用阀148a、148b能够分别调整在供油通路146a、146b中流动的润滑油o的压力。根据本实施方式，除了能够得到第四实施方式中得到的作用效果之外，在旋转轴15的轴向上产生偏抵时，增多向产生偏抵的区域的油槽供给的润滑油量，并提高油膜压力，由此能够消除偏抵。
(第六实施方式)
接着，基于图16及图17，说明本发明的第六实施方式。图16是本发明的第六实施方式的轴瓦的轴承面的展开图。图17(A)是表示第四实施方式的油槽的油膜压力分布的线图，(B)是表示第六实施方式的油槽的油膜压力分布的线图。
在旋转轴15的高速旋转时，向开设在轴瓦14的轴承面14a上的供油口的润滑油的供给停止。此时，润滑油一边与旋转轴15一起连带旋转，一边形成油膜压力，从而形成图16所示那样的油膜压力分布。图16所示的油膜压力分布与使用图3说明的油膜压力分布同样。即，图16中，线p1～p5是轴旋转产生的楔状油膜的等压线，p1的内侧区域呈现出最大油膜压力，随着向外侧行进而油膜压力依次下降。如图所示，以最大油膜压力区域R1为中心，呈现出等压区域同心状地扩展的椭圆形。在此，等压线是通过在旋转轴15的旋转时形成于轴承面14a与旋转轴15的外周面之间的油膜的压力相同的位置的线。
在本实施方式中，供油口152a及152b分别设置在等压线p4上。而且，与供油口152a连通的油槽154a沿着等压线p4设置，同样地与供油口152b连通的油槽154b沿着等压线p4设置。油槽154a与油槽154b相互独立。
各油槽154a、154b分别由连通的1个空间形成，因此各油槽154a、154b内的任何位置都成为同一压力。因此，假设油槽154a、154b以与等压线交叉的方式形成的情况下，存在在旋转轴15的旋转时各油槽154a、154b内的压力均匀化而作为动压轴承的功能受损的可能性。
因此，如本实施方式那样，通过将各油槽154a、154b分别沿着等压线设置，能维持各等压线位置的油槽154a、154b内的压力，良好地保持作为动压轴承的功能。
油槽154a或154b分别将整个区域内的油膜压力保持为等压，因此在油槽154a或154b处不会引起油膜压力的下降。
利用图17来说明该现象。图17(A)示出第四实施方式的油槽82的情况，图17(B)示出本实施方式的油槽154a的情况。菱形形状的油槽82存在跨越油膜压力不同的等压线地配置的可能性。因此，如图17(A)所示，油槽82的区域整体可能成为低压侧的油膜压力，在基于轴旋转的楔状的油膜压力分布pa可能会产生低压区域Pr。相对于此，本实施方式的油槽154a或154b在整个区域上油膜压力为等压，因此如图17(B)所示，在基于轴旋转的楔状的油膜压力分布pb不会产生低压区域。
另外，油槽154a及154b相对于枢轴38在轴向上对称配置，因此在旋转轴15的轴向上容易形成相同的油膜压力。因此，能够抑制旋转轴15的偏抵。
需要说明的是，油槽154a或154b跨越图16中的直线G2地配置，油槽154a或154b的旋转上游侧的油槽端部154c也可以位于比直线G2更靠旋转方向上游侧的位置。
需要说明的是，通过第五实施方式中说明的供油机构的结构，独立地调节向供油口152a、152b的润滑油的供给压力，由此也能够防止旋转轴15的偏抵。
而且，如第四～第五实施方式中说明那样，也可以是，配置成，相对于旋转轴15的旋转方向的油槽154a及154b的加权平均位置xA相对于通过枢轴的配置位置的直线G2，向以轴瓦14的中央位置为基准的枢轴的偏置方向(图16所示的例示的实施方式中为旋转方向下游侧)偏移。
而且，在比枢轴靠旋转方向上游侧区域的JOP产生的油膜压力分布P的绕枢轴的力矩的总计与比枢轴靠旋转方向下游侧区域的JOP产生的油膜压力分布P的绕枢轴的力矩的总计平衡时，相对于旋转轴15的旋转方向的油槽154a及154b的位置也可以是间隙s1与间隙s2(参照图11)同等的区域。
接着，通过图18及图19来说明上述的第六实施方式的变形例。图18是第六实施方式的变形例的轴瓦的轴承面的展开图。图19是表示第六实施方式的变形例的供油机构的轴承装置的剖视图。
图18及图19所示的供油机构具有第一供油口156c、156d、第一油槽158c、158d、第二供油口157a、157b、第二油槽159a、159b、第一供油通路146f、第二供油通路146e、第一阀148e、第二阀148d、泵50。
第一油槽158c、158d与第二油槽159a、159b沿着表示不同的油膜压力的等压线设置。第一油路146f及第二油路146e设置作为至少在旋转轴15的旋转时能够维持成互不相同的压力的另外的系统。第一油路146f及第二油路146e与泵50连接，由泵50供给润滑油。在第一油路146f及第二油路146e与泵50之间分别设有第一阀148e、第二阀148d，能够调节向第一油路146f及第二油路146e的润滑油的供给量。
并且，在旋转轴15的旋转开始时或低速旋转时，作为将第一阀148e及第二阀148d分别打开的状态，使泵50动作而经由第一油路146f及第二油路146e向第一油槽158c(158d)和第二油槽159a(159b)供给润滑油。向各油槽158c、159a的润滑油的供给量也可以通过各阀148e、148d的开度进行调节。另一方面，在旋转轴15的额定旋转时，作为将第一阀148e及第二阀148d关闭的状态，使泵50停止而切断经由第一油路146f及第二油路146e的向第一油槽158c(158d)及第二油槽159a(159b)的润滑油的供给。此时，第一油槽158c(158d)与第二油槽159a(159b)未连通，因此能独立地确保各油槽158c(158d)、159a(159b)的压力。
这样，与第一油槽157a连通的第一供油通路146e和与第二油槽156c连通的第二供油通路146f设置作为至少在旋转轴15的旋转时能够维持成互不相同的压力的另外的系统，由此能够避免沿着不同的等压线(第一等压线和第二等压线)设置的第一油槽157a及第二油槽156c的压力在旋转轴15的额定旋转时均匀化的情况，能够良好地保持作为动压轴承的功能。
如以上说明那样，本发明的一形态的至少几个实施方式的倾斜垫片轴承装置10的目的在于以小的供给液压力能够使旋转轴15浮起，所述倾斜垫片轴承装置10具备：
多个轴瓦14，配置在旋转轴15的周围，将旋转轴15支承为旋转自如；
支承构件(枢轴38)，夹设在多个轴瓦14与对这些轴瓦14进行支承的轴承壳体12之间，将各轴瓦14支承为能够摆动；及
供油机构，向在多个轴瓦14中的1个以上的轴瓦14的轴承面14a上所形成的至少1个油槽(42、46、62、66、82)供给润滑油，其中，
至少1个油槽(42、46、62、66、82)在旋转轴15的停止时设置在轴承面14a中的与旋转轴15的外周面接触的接触区域S的内侧及外侧。
而且，本发明的另一形态的至少几个实施方式的倾斜垫片轴承装置10的目的在于防止旋转轴15与轴瓦14的接触，所述倾斜垫片轴承装置具备：
多个轴瓦14，配置在旋转轴15的周围，将旋转轴15支承为旋转自如；
支承构件(枢轴38)，夹设在多个轴瓦14与对这些轴瓦14进行支承的轴承壳体12之间，将各轴瓦14支承为能够摆动；及
供油机构，向在多个轴瓦14中的1个以上的轴瓦14的轴承面14a上形成的至少1个油槽82供给润滑油，其中，
支承构件(枢轴38)相对于1个以上的轴瓦14的旋转轴15的旋转方向上的中央位置C，向旋转轴15的旋转方向上游侧或旋转方向下游侧偏置配置，
将旋转轴15的周向上的各个油槽82的中心位置xi以该油槽82的开口面积进行加权后的至少1个油槽的加权平均位置xA相对于支承构件(枢轴38)的配置位置G2，向以中央位置C为基准的支承构件(枢轴38)的偏置方向偏移。
以上，虽然详细地说明了本发明的实施方式，但是本发明没有限定于此，在不脱离本发明的主旨的范围内，当然可以进行各种改良或变形。例如，上述的第一实施方式～第六实施方式也可以适当组合实施。
【标号说明】
10 倾斜垫片轴承装置
12 轴承壳体
12a、12b 壳体片
14 轴瓦
14a 轴承面
15 旋转轴
16 供油机构
18 泵
20 马达
22 供油管线
24 溢流阀
26 罐
28a、28b 分支通路
30a、30b 阀
34 供油口
36 油槽
38 枢轴
40(40a、40b) 第一供油口
42(42a、42b) 第一油槽
44(44a、44b) 第二供油口
46(46a、46b) 第二油槽
50 泵
P JOP产生的油膜压力分布
Pr 低压区域
R1 最大油膜压力区域
o 润滑油
pa、pb 基于轴旋转的楔状油膜的压力分布
p1～p5 基于轴旋转的楔状油膜的等压线
s1、s2 间隙
S 接触区域

Claims (12)

1.一种倾斜垫片轴承装置，具备：
多个轴瓦，配置在旋转轴的周围，将所述旋转轴支承为旋转自如；
支承构件，夹设在所述多个轴瓦与对这些轴瓦进行支承的轴承壳体之间，将各轴瓦支承为能够摆动；及
顶轴油泵机构，构成为经由与在所述多个轴瓦中的1个以上的轴瓦的轴承面上形成的至少1个油槽连通的供油口而向所述油槽供给润滑油，从而使所述旋转轴浮起，
所述倾斜垫片轴承装置的特征在于，
接受来自所述顶轴油泵机构的所述润滑油的供给的所述至少1个油槽在所述旋转轴停止时设置在所述轴承面中的与所述旋转轴的外周面接触的接触区域的内侧及外侧。
2.根据权利要求1所述的倾斜垫片轴承装置，其特征在于，
所述至少1个油槽从所述接触区域的内侧到外侧连续地延伸。
3.根据权利要求1所述的倾斜垫片轴承装置，其特征在于，
所述至少1个油槽包括设置在所述接触区域的内侧的内侧油槽和与所述内侧油槽独立地设置在所述接触区域的外侧的外侧油槽。
4.根据权利要求1～3中任一项所述的倾斜垫片轴承装置，其特征在于，
所述至少1个油槽分别沿着等压线设置，该等压线通过在所述旋转轴的旋转时形成于所述轴承面与所述旋转轴的外周面之间的油膜的压力相同的位置。
5.一种倾斜垫片轴承装置，具备：
多个轴瓦，配置在旋转轴的周围，将所述旋转轴支承为旋转自如；
支承构件，夹设在所述多个轴瓦与对这些轴瓦进行支承的轴承壳体之间，将各轴瓦支承为能够摆动；及
供油机构，构成为向在所述多个轴瓦中的1个以上的轴瓦的轴承面上形成的至少1个油槽供给润滑油，
所述倾斜垫片轴承装置的特征在于，
所述至少1个油槽在所述旋转轴停止时设置在所述轴承面中的与所述旋转轴的外周面接触的接触区域的内侧及外侧，
所述至少1个油槽分别沿着等压线设置，该等压线通过在所述旋转轴的旋转时形成于所述轴承面与所述旋转轴的外周面之间的油膜的压力相同的位置，
所述至少1个油槽包括沿着第一等压线设置的第一油槽和沿着第二等压线设置的第二油槽，该第一等压线通过所述油膜的所述压力为第一压力的位置，该第二等压线通过所述油膜的所述压力为与所述第一压力不同的第二压力的位置，
所述供油机构包括与开设于所述第一油槽的第一供油口连通的第一供油通路和与开设于所述第二油槽的第二供油口连通的第二供油通路，
所述第一供油通路和所述第二供油通路设置作为至少在所述旋转轴的旋转时能够维持成互不相同的压力的另外的系统。
6.根据权利要求5所述的倾斜垫片轴承装置，其特征在于，
沿着所述第一等压线设置的多个所述第一油槽构成为经由所述第一供油通路而相互连通。
7.根据权利要求5所述的倾斜垫片轴承装置，其特征在于，
所述倾斜垫片轴承装置还具备：
第一阀，设置于所述第一供油通路，用于调整向所述第一油槽的所述润滑油的供给量；及
第二阀，设置于所述第二供给通路，用于调整向所述第二油槽的所述润滑油的供给量。
8.根据权利要求1所述的倾斜垫片轴承装置，其特征在于，
所述支承构件相对于所述1个以上的轴瓦的所述旋转轴的旋转方向上的中央位置，向所述旋转轴的旋转方向上游侧或旋转方向下游侧偏置配置，
将所述旋转轴的周向上的各个所述油槽的中心位置以该油槽的开口面积进行加权后的所述至少1个油槽的加权平均位置，相对于所述支承构件的配置位置向以所述中央位置为基准的所述支承构件的偏置方向偏移。
9.根据权利要求1～3中任一项所述的倾斜垫片轴承装置，其特征在于，
接受来自所述顶轴油泵机构的所述润滑油的供给的多个供油口在所述轴承面上沿着所述旋转轴的轴向排列设置，与各供油口连通的所述油槽分别独立形成。
10.根据权利要求1～3中任一项所述的倾斜垫片轴承装置，其特征在于，
所述至少1个油槽配置于在所述旋转轴的旋转时形成于所述轴承面上的楔状油膜所产生的油膜压力成为同等的区域内。
11.根据权利要求1～3中任一项所述的倾斜垫片轴承装置，其特征在于，
在所述旋转轴的旋转时形成于所述轴承面的楔状油膜所产生的油膜压力成为同等的等压区域形成为，以最大油膜压力区域为中心，油膜压力逐渐成为低压的区域在该最大油膜压力区域的外侧呈同心状地扩展，
所述至少一个油槽沿着一个等压线配置。
12.根据权利要求1～3中任一项所述的倾斜垫片轴承装置，其特征在于，
利用在所述旋转轴的旋转时在所述旋转轴的外周面与所述轴承面之间产生的油膜压力，所述旋转轴和所述轴瓦的旋转方向上游端之间的间隙分布在与所述旋转轴和所述轴瓦的旋转方向下游端之间的间隙成为同等的区域。
CN201480003228.4A 2013-01-31 2014-01-30 倾斜垫片轴承装置 Active CN104903601B (zh)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
CN201510514916.3A CN105156463B (zh) 2013-01-31 2014-01-30 倾斜垫片轴承装置

Applications Claiming Priority (7)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2013-016421 2013-01-31
JP2013016421 2013-01-31
JP2013-146669 2013-07-12
JP2013146668A JP6420946B2 (ja) 2013-07-12 2013-07-12 ティルティングパッド軸受装置
JP2013-146668 2013-07-12
JP2013146669A JP6332919B2 (ja) 2013-01-31 2013-07-12 ティルティングパッド軸受装置
PCT/JP2014/052059 WO2014119652A1 (ja) 2013-01-31 2014-01-30 ティルティングパッド軸受装置

Related Child Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN201510514916.3A Division CN105156463B (zh) 2013-01-31 2014-01-30 倾斜垫片轴承装置

Publications (2)

Publication Number Publication Date
CN104903601A CN104903601A (zh) 2015-09-09
CN104903601B true CN104903601B (zh) 2018-09-14

Family

ID=54035047

Family Applications (2)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN201510514916.3A Active CN105156463B (zh) 2013-01-31 2014-01-30 倾斜垫片轴承装置
CN201480003228.4A Active CN104903601B (zh) 2013-01-31 2014-01-30 倾斜垫片轴承装置

Family Applications Before (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN201510514916.3A Active CN105156463B (zh) 2013-01-31 2014-01-30 倾斜垫片轴承装置

Country Status (5)

Country Link
US (3) US9366287B2 (zh)
EP (2) EP3001049B1 (zh)
KR (3) KR101676987B1 (zh)
CN (2) CN105156463B (zh)
WO (1) WO2014119652A1 (zh)

Families Citing this family (12)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP6038088B2 (ja) * 2014-09-22 2016-12-07 三菱重工業株式会社 軸受及び軸受パッド
JP6434321B2 (ja) * 2015-01-28 2018-12-05 株式会社神戸製鋼所 ティルティングパッドジャーナル軸受
JP6849310B2 (ja) * 2016-02-29 2021-03-24 三菱パワー株式会社 ジャーナル軸受および回転機械
US10527038B2 (en) * 2017-01-20 2020-01-07 Hamilton Sundstrand Corporation Fuel flow control assembly of aircraft engine and method
US10385830B2 (en) 2017-07-14 2019-08-20 General Electric Company Compound main bearing arrangement for a wind turbine
CN107218299A (zh) * 2017-08-03 2017-09-29 中冶赛迪工程技术股份有限公司 吐丝机用椭圆油膜轴承结构
DE102017120578A1 (de) * 2017-09-07 2019-03-07 Voith Patent Gmbh Kippsegmentlager, insbesondere Radialkippsegmentlager
US11959513B2 (en) 2019-03-26 2024-04-16 Ntn Corporation Fluid dynamic bearing device
DE102019209027A1 (de) * 2019-06-21 2020-12-24 Siemens Aktiengesellschaft Lageranordnung
CN111963572B (zh) * 2020-08-14 2021-10-22 北京稳力科技有限公司 一种气体压缩机、电机及箔片径向气体动压轴承
CN111997999B (zh) * 2020-08-20 2022-04-12 浙江申发轴瓦股份有限公司 一种可倾瓦滑动轴承轴瓦结构和可倾瓦滑动轴承
KR102539698B1 (ko) 2022-11-23 2023-06-07 동양메탈공업 주식회사 직접윤활식 틸팅 패드 저널베어링

Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS496052B1 (zh) * 1970-03-11 1974-02-12
JP2009030704A (ja) * 2007-07-26 2009-02-12 Hitachi Plant Technologies Ltd ティルティングパッドジャーナル軸受
JP2013137100A (ja) * 2011-12-02 2013-07-11 Mitsubishi Heavy Ind Ltd ジャーナル軸受及び蒸気タービン

Family Cites Families (44)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US2348928A (en) * 1941-11-13 1944-05-16 Heald Machine Co Bearing construction
US3004804A (en) * 1959-08-26 1961-10-17 Gen Electric Pivoted shoe bearing with force-feed lubrication
FR1306740A (fr) * 1961-09-08 1962-10-19 Rateau Soc Perfectionnements aux paliers et dispositifs similaires comprenant des patins à fluide sous pression
US3339990A (en) * 1964-07-13 1967-09-05 Worthington Corp Lubricated bearing shoe
US3604767A (en) * 1969-10-06 1971-09-14 Cincinnati Milacron Inc Adjustable pivoted shoe bearing and method of adjusting
DE2211414A1 (de) 1972-03-06 1973-09-13 Siemens Ag Hydrodynamisches spurlager mit mittig unterstuetzten kippsegmenten fuer eine in zwei drehrichtungen rotierende welle
JPS5324625Y2 (zh) 1974-01-24 1978-06-23
FR2260710A1 (en) * 1974-02-13 1975-09-05 Rateau Sa Spherical seat shaft bearings - have bores from bearing faces to cavities at seat transmitting max oil pressure
US3891281A (en) * 1974-04-08 1975-06-24 Allis Chalmers Pivoted pad bearing apparatus and method for bidirectional rotation
US3887245A (en) * 1974-04-08 1975-06-03 Allis Chalmers Pivoted pad bearing apparatus and method for bidirectional rotation
DE2709048A1 (de) * 1977-03-02 1978-09-07 Kraftwerk Union Ag Anordnung zur druckoelanhebung von maschinenwellen in radialgleitlagern
DE2846110C3 (de) 1978-10-23 1982-02-18 Hollingsworth Gmbh, 7265 Neubulach Kardierplatte
CH633867A5 (de) 1978-11-10 1982-12-31 Maag Zahnraeder & Maschinen Ag Kippsegment-radiallager fuer hochbelastete, schnellaufende wellen.
JPS5571821U (zh) * 1978-11-13 1980-05-17
JPS58102819A (ja) * 1981-12-11 1983-06-18 Toshiba Corp テイルテイングパツド軸受
JPS59212520A (ja) 1983-05-18 1984-12-01 Mitsubishi Electric Corp スラスト軸受装置
US4746230A (en) 1984-02-17 1988-05-24 Elliott Turbomachinery Co., Inc. Tilt pad journal bearing
CH665262A5 (de) 1984-06-22 1988-04-29 Bbc Brown Boveri & Cie Kippsegmentradiallager.
JPH02146961A (ja) 1986-09-20 1990-06-06 Pfu Ltd 電源入力電圧切替え回路
CN87205706U (zh) * 1987-04-01 1988-07-27 李传友 沟槽式可倾瓦动压轴承
DE3815029A1 (de) * 1988-05-03 1989-11-16 Interatom Gasstatisches lager mit geteilter lagerschale
JPH02146961U (zh) 1989-05-12 1990-12-13
US5000584A (en) 1990-03-02 1991-03-19 Morgan Construction Company Bushing for oil film bearing
JPH0496621A (ja) 1990-08-13 1992-03-30 Toshiyasu Suzuki 突入電流防止手段およびその方法
JPH0496621U (zh) * 1991-01-29 1992-08-21
JPH0727132A (ja) 1993-07-09 1995-01-27 Mitsubishi Heavy Ind Ltd ジャーナル軸受
JPH07113422A (ja) 1993-10-15 1995-05-02 Mitsubishi Heavy Ind Ltd ティルティングパッドスラスト軸受
JP3377612B2 (ja) * 1994-07-27 2003-02-17 三菱重工業株式会社 動圧気体ジャーナル軸受
US5772335A (en) 1997-03-31 1998-06-30 Whm Holding Company Self-stabilizing, true-tilting pad with abruptly-stepped pocket for journal bearing
JPH10292817A (ja) 1997-04-17 1998-11-04 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 調芯機構を有するジャーナル軸受
JP2001124062A (ja) 1999-10-21 2001-05-08 Hitachi Ltd ティルティングパッド軸受装置
US7744281B2 (en) 2001-02-02 2010-06-29 Alstom Technology Ltd. Method and device for monitoring the operation of a plain bearing
US6739756B2 (en) * 2001-03-12 2004-05-25 Whm Holding Corporation Combination thrust bearing and journal bearing, and method for distributing fluid to same
JP2004301258A (ja) * 2003-03-31 2004-10-28 Toshiba Corp ジャーナル軸受
US7165889B2 (en) * 2005-01-27 2007-01-23 Siemens Power Generation, Inc. Bearing oil lift pocket
WO2007113103A1 (de) 2006-03-31 2007-10-11 Alstom Technology Ltd Hydrodynamisches axialgleitlager und zugehöriges betriebsverfahren
JP5197977B2 (ja) * 2007-03-28 2013-05-15 株式会社東芝 ジャーナル軸受装置
CN201090607Y (zh) * 2007-10-25 2008-07-23 济南重工股份有限公司 轴承衬体
AU2009349342B2 (en) 2009-07-10 2014-07-31 Siemens Aktiengesellschaft Wind turbine main bearing
IT1395717B1 (it) * 2009-09-22 2012-10-19 Nuovo Pignone Spa Cuscinetto, meccanismo di distribuzione olio e metodo.
JP4956681B2 (ja) 2011-03-30 2012-06-20 株式会社東芝 パッド型ジャーナル軸受装置
JP5767884B2 (ja) 2011-07-27 2015-08-26 株式会社東芝 ティルティングパッドジャーナル軸受および蒸気タービン
JP5800420B2 (ja) * 2011-09-07 2015-10-28 三菱日立パワーシステムズ株式会社 ジャーナル軸受
WO2013046404A1 (ja) * 2011-09-29 2013-04-04 株式会社日立製作所 直接潤滑方式ティルティングパッドジャーナル軸受

Patent Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS496052B1 (zh) * 1970-03-11 1974-02-12
JP2009030704A (ja) * 2007-07-26 2009-02-12 Hitachi Plant Technologies Ltd ティルティングパッドジャーナル軸受
JP2013137100A (ja) * 2011-12-02 2013-07-11 Mitsubishi Heavy Ind Ltd ジャーナル軸受及び蒸気タービン

Also Published As

Publication number Publication date
EP2952757A4 (en) 2016-03-23
EP3001049B1 (en) 2020-03-18
KR20150092297A (ko) 2015-08-12
US9512879B2 (en) 2016-12-06
US20160069387A1 (en) 2016-03-10
EP2952757A1 (en) 2015-12-09
KR101676987B1 (ko) 2016-11-16
CN105156463B (zh) 2018-12-14
EP2952757B1 (en) 2020-03-11
KR101676986B1 (ko) 2016-11-16
EP3001049A1 (en) 2016-03-30
KR20150103311A (ko) 2015-09-09
US9371857B2 (en) 2016-06-21
US20150369278A1 (en) 2015-12-24
CN104903601A (zh) 2015-09-09
KR20150100961A (ko) 2015-09-02
KR101676984B1 (ko) 2016-11-16
WO2014119652A1 (ja) 2014-08-07
CN105156463A (zh) 2015-12-16
US9366287B2 (en) 2016-06-14
US20160061255A1 (en) 2016-03-03

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN104903601B (zh) 倾斜垫片轴承装置
DE112014003588T5 (de) Biegegelenk-Kippsegment-Radiallager zur Verwendung in einem Turbolader
EP3143297A1 (en) Five-axial groove cylindrical journal bearing with pressure dams for bi-directional rotation
TWI285243B (en) Cylindrical roller bearing
US20190353543A1 (en) Axial thrust force balancing apparatus for an integrally geared compressor
JP2014167344A (ja) ティルティングパッド軸受装置
CN204784200U (zh) 一种石墨自润滑精密轴承套
CN108869532A (zh) 基于向心增压原理的新型动压气体推力轴承
KR102664812B1 (ko) 시일 장치
JP7449088B2 (ja) トロイダル無段変速機
CN105723132B (zh) 轴封装置以及具备该轴封装置的旋转机械
CN207621172U (zh) 水润滑轴承和具有水润滑轴承的压缩机
Morton et al. Paper XI (ii) The influence of grooves in bearings on the stability and response of rotating systems
JP2007032718A (ja) クランクシャフトのオイル通路構造
Li et al. On the lubrication performance of journal bearing coupled with the axial movement of journal
JP2015194134A (ja) ３連ギアポンプ及び流体供給装置
Liang et al. A STUDY ON PERFORMANCE OF A NEW TYPE OF STANDARD ELLIPTICAL FOUR-POCKET HYBRID JOURNAL BEARING.
He et al. Study on the hydrodynamic behaviour of journal bearing with herringbone grooved sleeve considering cavitation
CN210661064U (zh) 一种气体轴承
JP2016089795A (ja) ターボチャージャーの軸受ハウジング
Dwivedi et al. Finite difference method analysis of hybrid bearing
Flemming Gas seal pad with herringbone-grooved rotor-stiffness and load capacity
Zhang et al. Nonlinear Dynamic Analysis of Rotor Supported by Finite Journals with a New Unsteady Nonlinear Oil-Film Force Model
FR3039224B1 (fr) Pompe a engrenages a palier hydrodynamique ameliore
O'Neil KJ Falconer Techniques in fractal geometry (Wiley, Chichester-New York-Weinheim-Brisbane-Singapore-Toronto, 1997), xvii+ 256pp., 0 471 95724 0,£ 24.95.

Legal Events

Date Code Title Description
PB01 Publication
C10 Entry into substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination
GR01 Patent grant
GR01 Patent grant