CN113614396A - 轴承构造及流体机械 - Google Patents

Abstract

轴承构造具备旋转轴、推力环及第1推力轴承。旋转轴具有中心轴。推力环安装于旋转轴。第1推力轴承包括第1动压产生机构。第1动压产生机构与推力环相对。在将从中心轴到推力环的外周端为止的长度定义为Rt，将从中心轴到第1动压产生机构的外周端为止的长度定义为Rf1时，满足Rt>Rf1的关系。

Description

轴承构造及流体机械

技术领域

本公开涉及轴承构造及流体机械。

背景技术

在旋转体中，产生旋转轴的轴向的载荷。作为支承轴向载荷的轴承，已知有推力轴承。在专利文献1中公开了包括推力轴承的轴承构造。在图1中示出专利文献1的轴承构造。

图1的轴承构造具备旋转轴101、推力环104、第1推力轴承103A及第2推力轴承103B。推力环104安装于旋转轴101。推力环104配置于推力轴承103A与103B之间。

若旋转轴101高速旋转，则产生旋转轴101的轴向载荷。另一方面，若旋转轴101高速旋转，则推力环104也高速旋转。由此，在推力环104与推力轴承103A之间产生动压。在推力环104与推力轴承103B之间也产生动压。

轴向载荷以使推力环104向第1推力轴承103A或第2推力轴承103B接近的方式发挥作用。但是，通过动压，会产生相对于该要接近的力的排斥力。在利用动压的轴承构造中，这样，旋转轴以非接触的方式被支承。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：国际公开第2014/061698号

发明内容

发明所要解决的课题

推力轴承能够支承的轴向载荷有时被称作载荷容量。若产生超过载荷容量的轴向载荷，则推力环与推力轴承物理地接触，推力轴承可能会破损。

本公开提供适合于得到大的载荷容量的技术。

用于解决课题的手段

本公开提供一种轴承构造，具备：

旋转轴，具有中心轴；

推力环，安装于所述旋转轴；及

第1推力轴承，包括与所述推力环相对的第1动压产生机构，

在将从所述中心轴到所述推力环的外周端为止的长度定义为Rt，将从所述中心轴到所述第1动压产生机构的外周端为止的长度定义为Rf1时，满足Rt>Rf1的关系。

发明效果

本公开的技术适合于得到大的载荷容量。

附图说明

图1是以往技术的轴承构造的剖视图。

图2是流体机械的构成图。

图3是轴承构造的剖视图。

图4是轴承构造的剖视图。

图5是轴承构造的剖视图。

图6是轴承构造的剖视图。

图7是轴承构造的剖视图。

图8是轴承构造的平面图。

图9是轴承构造的放大剖视图。

图10是轴承构造的剖视图。

图11A是机理的说明图。

图11B是机理的说明图。

图11C是机理的说明图。

图12是表示模拟结果的图。

图13是表示模拟结果的图。

图14是表示模拟结果的图。

图15是表示模拟结果的图。

图16是表示模拟结果的图。

图17是表示模拟结果的图。

图18是动压产生机构的说明图。

图19A是动压产生机构的平面图。

图19B是动压产生机构的剖视图。

图20是动压产生机构的平面图。

图21是推力环的剖视图。

图22是轴承构造的剖视图。

图23是轴承构造的剖视图。

图24是轴承构造的剖视图。

图25是轴承构造的剖视图。

图26是工作流体的流动的说明图。

图27是工作流体的流动的说明图。

图28是工作流体的流动的说明图。

图29是工作流体的流动的说明图。

图30是工作流体的流动的说明图。

图31是工作流体的流动的说明图。

图32是压缩机的轴向的位移的说明图。

图33是轴承构造的放大剖视图。

具体实施方式

(本公开的一方案的概要)

本公开的第1方案的轴承构造具备：

旋转轴，具有中心轴；

推力环，安装于所述旋转轴；及

第1推力轴承，包括与所述推力环相对的第1动压产生机构，

在将从所述中心轴到所述推力环的外周端为止的长度定义为Rt，将从所述中心轴到所述第1动压产生机构的外周端为止的长度定义为Rf1时，满足Rt>Rf1的关系。

第1方案适合于得到大的载荷容量。

在本公开的第2方案中，例如，在第1方案的轴承构造中，

所述第1推力轴承可以包括第1载台和第1基部，

所述第1载台可以从所述第1基部朝向所述推力环延伸，

所述第1动压产生机构可以设置于所述第1载台，

在将所述中心轴到所述第1载台的外周端为止的长度定义为Rs1，将从所述中心轴到所述第1基部的外周端为止的长度定义为Rb1时，可以满足Rs1<Rb1的关系。

第2方案的第1载台能够有助于得到大的载荷容量。

在本公开的第3方案中，例如，在第1方案或第2方案的轴承构造中，

所述第1推力轴承可以包括第1载台，

所述第1动压产生机构可以设置于所述第1载台，

在将从所述中心轴到所述第1载台的外周端为止的长度定义为Rs1时，可以满足Rs1<Rt的关系。

第3方案适合于得到大的载荷容量。

在本公开的第4方案中，例如，在第1～第3方案的任一个的轴承构造中，

所述推力环可以具有与所述第1动压产生机构相对且在与所述中心轴正交的方向上扩展的第1相对平面，

在将从所述中心轴到所述第1相对平面的外周端为止的长度定义为Ro1时，可以满足Ro1>Rf1的关系。

第4方案适合于得到大的载荷容量。

在本公开的第5方案中，例如，在第1～第4方案的任一个的轴承构造中，

所述第1推力轴承可以包括第1载台，

所述第1动压产生机构可以设置于所述第1载台，

在将从所述中心轴到所述第1载台的外周端为止的长度定义为Rs1时，可以满足Rs1>Rf1的关系。

第5方案适合于得到大的载荷容量。

在本公开的第6方案中，例如，在第1～第5方案的任一个的轴承构造中，

所述第1推力轴承可以包括第1载台，

所述第1动压产生机构可以设置于所述第1载台，

在将所述中心轴延伸的方向定义为轴向，将在所述轴向上的所述第1动压产生机构的尺寸定义为Tf1，将在所述轴向上的所述第1载台的尺寸定义为Ts1时，可以满足Tf1<Ts1的关系。

第6方案适合于得到大的载荷容量。

在本公开的第7方案中，例如，在第1～第6方案的任一个的轴承构造中，

所述第1推力轴承可以包括第1载台和第1凸部，

所述第1动压产生机构可以设置于所述第1载台，

所述第1凸部可以从所述第1载台朝向所述推力环延伸，

在沿着所述中心轴观察时，所述第1凸部可以处于比所述第1动压产生机构靠外周侧处。

第7方案适合于得到大的载荷容量。

在本公开的第8方案中，例如，在第7方案的轴承构造中，

在将所述中心轴延伸的方向定义为轴向，将在所述轴向上的所述第1凸部的尺寸定义为Tp1，将在所述轴向上的所述第1动压产生机构的尺寸定义为Tf1时，可以满足Tf1>Tp1的关系。

根据第8方案，第1凸部难以与推力环接触。

在本公开的第9方案中，例如，在第1～第6方案的任一个的轴承构造中，

所述第1推力轴承可以具有第1凹部，

所述第1动压产生机构可以设置于所述第1凹部。

第9方案适合于得到大的载荷容量。

在本公开的第10方案中，例如，在第9方案的轴承构造中，

在将所述中心轴延伸的方向定义为轴向，将在所述轴向上的所述第1凹部的尺寸定义为Tg1，将在所述轴向上的所述第1动压产生机构的尺寸定义为Tf1时，可以满足Tf1>Tg1的关系。

根据第10方案，处于第1凹部的周围的部分难以与推力环接触。

在本公开的第11方案中，例如，在第1～第10方案的任一个的轴承构造中，

所述第1动压产生机构可以包括多个箔片，

所述多个箔片可以以包围所述旋转轴的方式呈环状地排列，

在所述多个箔片中，互相相邻的箔片可以局部地互相重叠。

第11方案的第1动压产生机构是第1动压产生机构的具体例。

在本公开的第12方案中，例如，在第1～第11方案的任一个的轴承构造中，

所述推力环可以关于与所述中心轴垂直的基准平面而面对称。

第12方案适合于防止在旋转时推力环挠曲。

在本公开的第13方案中，例如，在第12方案的轴承构造中，

所述推力环可以包括圆盘部、第1毂部及第2毂部，

在所述中心轴延伸的轴向上，所述第1毂部及所述第2毂部可以夹着所述圆盘部，

所述第1毂部及所述第2毂部可以关于所述基准平面而面对称。

第13方案适合于防止在旋转时推力环挠曲。

在本公开的第14方案中，例如，在第1～第13方案的任一个的轴承构造中，

可以具备壳体，

可以设置有包含所述壳体及所述第1推力轴承的外壳，

所述外壳可以具有内部空间，

在所述内部空间中，所述第1动压产生机构可以与所述推力环相对，

所述外壳可以具有连通于所述内部空间的第1贯通孔及第2贯通孔。

根据第14方案，能够经由第1贯通孔而使工作流体流入内部空间，从内部空间经由第2贯通孔而使工作流体流出。这样一来，能够防止推力环等的温度过度变高。

在本公开的第15方案中，例如，在第14方案的轴承构造中，

可以具备热交换器，

所述热交换器可以将所述内部空间分隔成第1空间和第2空间，

在所述第1空间中，所述第1动压产生机构可以与所述推力环相对，

所述第1贯通孔及所述第2贯通孔可以连通于所述第2空间。

在第15方案中，既能够防止异物向第1动压产生机构与推力环之间的间隙混入，又能够防止推力环等的温度过度变高。

本公开的第16方案的流体机械可以具备：

第1～第15方案的任一个的轴承构造；

压缩机；及

膨胀机，

所述压缩机及所述膨胀机可以安装于所述旋转轴。

根据第16方案，能够得到活用了第1～第15方案的任一个的轴承构造的流体机械。

本公开的第17方案的流体机械可以具备：

第14方案或第15方案的轴承构造；

压缩机；及

膨胀机，

所述压缩机及所述膨胀机可以安装于所述旋转轴，

从所述压缩机排出后的工作流体可以从所述第1贯通孔流入所述内部空间。

根据第17方案，通过从压缩机排出并从第1贯通孔流入到内部空间的工作流体，能够防止推力环等的温度过度变高。

在本公开的第18方案中，例如，在第17方案的流体机械中，

所述压缩机可以是离心压缩机，

所述离心压缩机可以包括安装于所述旋转轴的压缩机叶轮，

在沿着所述中心轴观察时，所述第1贯通孔可以处于比所述压缩机叶轮的外周端靠外周侧处。

根据第18方案，容易获得从第1贯通孔流入内部空间的工作流体的流量。

在本公开的第19方案中，例如，在第16～第18方案的任一个的流体机械中，

在将所述中心轴延伸的方向定义为轴向时，所述压缩机、所述推力环及所述膨胀机可以在所述轴向上按照该顺序依次设置，

在将在所述轴向上的所述压缩机与所述推力环之间的分离距离定义为Lct，将在所述轴向上的所述推力环与所述膨胀机之间的分离距离定义为Lte时，可以满足Lct<Lte的关系。

根据第19方案，容易抑制伴随于旋转轴的温度变化而压缩机在轴向上位移。

以下，一边参照附图一边对本公开的实施方式进行说明。本公开不限定于以下的实施方式。只要不特别矛盾，各附图所示的技术就能够适当组合。以下，存在在某例子、实施方式等和之后的例子、实施方式等中共通的说明成立的情况。在这样的情况下，有时在之后的例子、实施方式等中省略共通的说明。

(实施方式1)

在图2中示出实施方式1的轴承构造50。轴承构造50具备旋转轴51、推力环52及一对推力轴承10及20。

轴承构造50能够在使用工作流体的流体机械中采用。工作流体典型地是压缩性流体。另外，工作流体典型地是气体。工作流体的具体例是空气、氟系制冷剂、氮(N)、氖(Ne)、氩(Ar)、氦(He)等。在此，氟系制冷剂是指包含含有氟原子的成分的制冷剂。

轴承构造50能够应用于各种系统。在图2的例子中，轴承构造50应用于流体机械80。关于应用了轴承构造50的流体机械80，之后详细叙述。

(轴承构造50的构成)

图3是用于说明轴承构造50的示意图。轴承构造50也可以具备在图3中未示出的要素。例如，轴承构造50也可以具备抑制工作流体通过旋转轴51与推力轴承10之间的间隙的第1密封部。另外，轴承构造50也可以具备抑制工作流体通过旋转轴51与推力轴承20之间的间隙的第2密封部。

如图3所示，旋转轴51具有中心轴51c。在旋转轴51能够安装压缩机叶轮、涡轮机叶轮等部件。这样一来，在采用了轴承构造50的流体机械中，能够实现压缩机和/或膨胀机。

推力环52安装于旋转轴51。推力环52与旋转轴51一起旋转。

在本实施方式中，推力环52在径向42上扩展。推力环52为圆盘状。具体而言，在沿着轴向41观察时，推力环52具有圆形状。推力环52与旋转轴51配置于同轴上。

在此，轴向41是中心轴51c延伸的方向。径向42是旋转轴51的径向。轴向41和径向42互相正交。以下，有时将径向42的外侧称作外周侧，将径向42的内侧称作内周侧。另外，以下，有时使用周向43这一用语。周向43是围绕中心轴51c的方向。

推力环52具有第1相对平面52x及第2相对平面52y。这些平面52x及52y在轴向41设置于推力环52的互相相反侧。

第1相对平面52x与第1动压产生机构11相对。第1相对平面52x在与旋转轴51的中心轴51c正交的方向上扩展。

第2相对平面52y与第2动压产生机构21相对。第2相对平面52y在与旋转轴51的中心轴51c正交的方向上扩展。

此外，在现实中，轴承构造50中的要素的尺寸、角度等能够相对于设计值具有公差的范围内的误差。从本实施方式所记载的尺寸、角度等在公差的范围内偏离的尺寸、角度等视为与本实施方式所记载的尺寸、角度等相同。例如，在与旋转轴实质上正交的方向上扩展但在公差的范围内从正交方向偏离的方向上扩展的平面能够相当于第1相对平面52x。另外，这样的平面能够相当于第2相对平面52y。

一对推力轴承10及20在从推力环52观察时配置于旋转轴51的轴向41的两侧。一对推力轴承10及20具有第1推力轴承10及第2推力轴承20。在本实施方式中，推力轴承10及20是气体轴承。具体而言，推力轴承10及20是动压气体轴承。

第1推力轴承10包括第1动压产生机构11和第1基体14。第2推力轴承20包括第2动压产生机构21和第2基体24。

第1基体14包括第1载台14a和第1基部14b。第1载台14a从第1基部14b朝向推力环52延伸。

第2基体24包括第2载台24a和第2基部24b。第2载台24a从第2基部24b朝向推力环52延伸。

第1动压产生机构11与推力环52相对。第1动压产生机构11设置于第1基体14。具体而言，第1动压产生机构11设置于第1载台14a。

第2动压产生机构21与推力环52相对。第2动压产生机构21设置于第2基体24。具体而言，第2动压产生机构21设置于第2载台24a。

动压产生机构11及21使动压产生。在轴承构造50中，利用由动压产生机构11及21产生的动压，旋转轴51以非接触的方式被支承。

具体而言，在第1动压产生机构11与推力环52之间形成了间隙19的状态下，旋转轴51高速旋转。若旋转轴51高速旋转，则推力环52也高速旋转。由此，在间隙19中产生动压。

另外，在第2动压产生机构21与推力环52之间形成了间隙29的状态下，旋转轴51高速旋转。若旋转轴51高速旋转，则推力环52也高速旋转。由此，在间隙29中产生动压。

以下，对轴承构造50进一步进行说明。在以下的说明中，有时使用长度Rt、长度Ro1、长度Ro2、长度Rf1、长度Rf2、长度Rs1、长度Rs2、长度Rb1、长度Rb2、尺寸Tf1、尺寸Tf2、尺寸Ts1及尺寸Ts2这些用语。

长度Rt是从旋转轴51的中心轴51c到推力环52的外周端为止的长度。长度Ro1是从中心轴51c到第1相对平面52x的外周端为止的长度。长度Ro2是从中心轴51c到第2相对平面52y的外周端为止的长度。

长度Rf1是从旋转轴51的中心轴51c到第1动压产生机构11的外周端为止的长度。长度Rf2是从中心轴51c到第2动压产生机构21的外周端为止的长度。

长度Rs1是从旋转轴51的中心轴51c到第1载台14a的外周端为止的长度。长度Rs2是从中心轴51c到第2载台24a的外周端为止的长度。

长度Rb1是从旋转轴51的中心轴51c到第1基部14b的外周端为止的长度。长度Rb2是从中心轴51c到第2基部24b的外周端为止的长度。

尺寸Tf1是在轴向41上的第1动压产生机构11的尺寸。尺寸Tf2是在轴向41上的第2动压产生机构21的尺寸。

尺寸Ts1是在轴向41上的第1载台14a的尺寸。尺寸Ts2是在轴向41上的第2载台24a的尺寸。以下，有时将尺寸Ts1称作高度Ts1。有时将尺寸Ts2称作高度Ts2。

如从图3所理解的那样，在轴承构造50中，满足了Rt>Rf1的关系。另外，满足了Rt>Rf2的关系。满足了这些关系适合于得到大的载荷容量。在该语境中，载荷容量是指推力轴承能够支承的轴向载荷。

例如，0<Rt-Rf1<1000μm。另外，0<Rt-Rf2<1000μm。在一具体例中，250μm<Rt-Rf1<750μm。另外，250μm<Rt-Rf2<750μm。

在本实施方式中，满足了Rs1<Rb1的关系。在该关系成立的情况下，第1载台14a的存在能够有助于得到大的载荷容量。另外，在本实施方式中，满足了Rs2<Rb2的关系。

在本实施方式中，满足了Rs1<Rt的关系。另外，满足了Rs2<Rt的关系。满足了这些关系适合于得到大的载荷容量。

不过，也可以是Rt＝Rs1。也可以是Rt＝Rs2。

具体而言，也可以是Rt-600μm<Rs1≤Rt。也可以是Rt-600μm<Rs2≤Rt。更具体而言，也可以是Rt-300μm<Rs1≤Rt。也可以是Rt-300μm<Rs2≤Rt。

在本实施方式中，满足了Ro1>Rf1的关系。另外，满足了Ro2>Rf2的关系。满足了这些关系适合于得到大的载荷容量。

关于Ro1>Rf1及Ro2>Rf2，一边参照图4～图6一边进一步说明。图4～图6的例子包含于本公开。

图4示出与图3相同的轴承构造50。在图4的例子中，推力环52的与第1动压产生机构11相对的面直到其外周端为止与中心轴51c正交。因而，Ro1＝Rt。另外，推力环52的与第2动压产生机构21相对的面直到其外周端为止与中心轴51c正交。因而，Ro2＝Rt。在图4的例子中，Rt>Rf1、Rt>Rf2、Ro1>Rf1及Ro2>Rf2成立。

图5的例子变更了图4的例子的推力环52。具体而言，在图5的例子中，推力环52的外周端被倒角。因而，Ro1≠Rt，Ro2≠Rt。在图5的例子中，被倒角的区域大。因而，Rt>Rf1及Rt>Rf2成立，但Ro1>Rf1及Ro2>Rf2均不成立。

图6的例子变更了图4的例子的推力环52。在图6的例子中，推力环52的外周端也被倒角。因而，Ro1≠Rt，Ro2≠Rt。但是，在图6的例子中，被倒角的区域小。因而，虽然推力环52的外周端被倒角，但Rt>Rf1、Rt>Rf2、Ro1>Rf1及Ro2>Rf2成立。

根据图5及图6这样的倒角，推力环52难以与推力轴承10及20接触。而且，若设为图6那样，则能够既得到倒角的该效果，又使Rt>Rf1、Rt>Rf2、Ro1>Rf1及Ro2>Rf2成立。

在图4的例子及图6的例子中，Rs1<Rt的关系、Rs2<Rt的关系、Rs1<Ro1的关系及Rs2<Ro2的关系均满足。在图5的例子中，Rs1<Rt的关系及Rs2<Rt的关系均满足，但Rs1<Ro1的关系及Rs2<Ro2的关系均不满足。

返回图3，在本实施方式中，满足了Rs1>Rf1的关系。另外，满足了Rs2>Rf2的关系。这样一来，容易抑制第1载台14a与推力环52之间的静压的下降。另外，容易抑制第2载台24a与推力环52之间的静压的下降。这适合于得到大的载荷容量。

在本实施方式中，满足了Tf1<Ts1的关系。另外，满足了Tf2<Ts2的关系。这样一来，容易确保Ts1及Ts2。因而，容易抑制间隙19与第1基部14b上的空间之间的工作流体的流动，抑制第1载台14a与推力环52之间的静压的下降。另外，容易抑制间隙29与第2基部24b上的空间之间的工作流体的流动，抑制第2载台24a与推力环52之间的静压的下降。这适合于得到大的载荷容量。此外，该语境中的第1基部14b上的空间对应于后述的自由空间FS。

例如，Ts1>500μm。另外，Ts2>500μm。例如，Ts1<2000μm。另外，Ts2<2000μm。

在本实施方式中，在推力轴承10支承着旋转的旋转轴51的支承状态下，在第1载台14a的外周端处，尺寸Ts1比在轴向41上的第1载台14a与推力环52之间的分离宽度大。同样，在推力轴承20支承着旋转的旋转轴51的支承状态下，在第2载台14b的外周端处，尺寸Ts2比在轴向41上的第2载台14b与推力环52之间的分离宽度大。

也能够采用图7～图9所示的例子。图7～图9的例子对图4的例子追加了第1凸部17及第2凸部27。此外，在第1凸部17的说明和第2凸部27的说明中共用图8，但这未必意味着第1凸部17及第2凸部27具有相同的尺寸、形状等。

在图7～图9的例子中，第1推力轴承10包括第1凸部17。第1凸部17从第1载台14a朝向推力环52突出。在沿着中心轴51c观察时，第1凸部17处于比第1动压产生机构11靠外周侧处。这样一来，能够缩窄间隙19与第1基部14b上的空间之间的工作流体的路径。由此，容易抑制从间隙19向第1基部14b上的空间的流动，抑制第1载台14a与推力环52之间的静压的下降。这适合于得到大的载荷容量。

在此，将在轴向41上的第1凸部17的尺寸定义为Tp1。此时，在典型例中，如图7及图9所示，满足Tf1>Tp1的关系。因而，在轴向41上，第1凸部17比第1动压产生机构11远离推力环52。这样一来，第1凸部17难以与推力环52接触。此外，以下，有时将尺寸Tp1称作高度Tp1。

在典型例中，在沿着中心轴51c观察时，第1凸部17与第1动压产生机构11分离。这样一来，则容易设置第1动压产生机构11。该分离宽度例如为100μm以上且500μm以下。

不过，在沿着中心轴51c观察时，第1凸部17也可以与第1动压产生机构11相接触。这样一来，容易得到大的载荷容量。

在典型例中，如图8所示，在沿着中心轴51c观察时，第1凸部17呈包围第1动压产生机构11的框状。该框状具体而言是环状。

在典型例中，如图9所示，第1凸部17具有第1内周面17i。第1内周面17i在轴向41上扩展。这样一来，第1凸部17的静压下降抑制作用能够良好地发挥。在图9的例子中，在沿着中心轴51c观察时，第1内周面17i处于比第1动压产生机构11的外周端靠外周侧且比推力环52的外周端靠内周侧处。

高度Tp1例如为10μm以上。高度Tp1例如为尺寸Tf1的1/3以上。高度Tp1例如为尺寸Tf1的2/3以下。

在图7～图9的例子中，第2推力轴承20包括第2凸部27。第2凸部27从第2载台24a朝向推力环52突出。在沿着中心轴51c观察时，第2凸部27处于比第2动压产生机构21靠外周侧处。

在此，将在轴向41上的第2凸部27的尺寸定义为Tp2。此时，在典型例中，如图7及图9所示，满足Tf2>Tp2的关系。因而，在轴向41上，第2凸部27比第2动压产生机构21远离从推力环52。以下，有时将尺寸Tp2称作高度Tp2。

在典型例中，在沿着中心轴51c观察时，第2凸部27与第2动压产生机构21分离。该分离宽度例如为100μm以上且500μm以下。

不过，在沿着中心轴51c观察时，第2凸部27也可以与第2动压产生机构21相接触。

在典型例中，如图8所示，在沿着中心轴51c观察时，第2凸部27呈包围第2动压产生机构21的框状。该框状具体而言是环状。

在典型例中，如图9所示，第2凸部27具有第2内周面27i。第2内周面27i在轴向41上扩展。在图9的例子中，在沿着中心轴51c观察时，第2内周面27i处于比第2动压产生机构21的外周端靠外周侧且比推力环52的外周端靠内周侧处。

高度Tp2例如为10μm以上。高度Tp2例如为尺寸Tf2的1/3以上。高度Tp2例如为尺寸Tf2的2/3以下。

也能够采用图10所示的例子。图10的例子在图4的例子形成有第1凹部15及第2凹部25。

在图10的例子中，第1推力轴承10具有第1凹部15。具体而言，第1载台14a具有第1凹部15。第1动压产生机构11设置于第1凹部15。这样一来，能够抑制从第1动压产生机构11与推力环52之间的间隙19向外周方向流出的工作流体的量。因而，这样做适合于得到大的载荷容量。

在此，将在轴向41上的第1凹部15的尺寸定义为Tg1。此时，在典型例中，如图10所示，满足Tf1>Tg1的关系。因而，第1动压产生机构11从第1凹部15突出。这样一来，处于第1凹部15的周围的部分难以与推力环52接触。此外，以下，有时将尺寸Tg1称作深度Tg1。

深度Tg1例如为10μm以上。深度Tg1例如为尺寸Tf1的1/3以上。深度Tg1例如为尺寸Tf1的2/3以下。

在图10的例子中，第2推力轴承20具有第2凹部25。具体而言，第2载台24a具有第2凹部25。第2动压产生机构21设置于第2凹部25。

在此，将在轴向41上的第2凹部25的尺寸定义为Tg2。此时，在典型例中，如图10所示，满足Tf2>Tg2的关系。因而，第2动压产生机构21从第2凹部25突出。此外，以下，有时将尺寸Tg2称作深度Tg2。

深度Tg2例如为10μm以上。深度Tg2例如为尺寸Tf1的1/3以上。深度Tg2例如为尺寸Tf2的2/3以下。

本发明人为了使轴承构造50的载荷容量增大，着眼于动压产生机构11及21的外周侧的构造而进行了研究。本发明人认为动压产生机构11及21与推力环52之间的间隙19及29的压力依存于动压产生机构11及21的外周侧的构造，实际制作了图3所示的方式的轴承构造50。本发明人关于制作出的轴承构造50测定了载荷容量，确认了通过图3的方式的采用而轴承构造50的载荷容量增大。本发明人进一步关于载荷容量增大的机理进行了使用了模拟的验证。关于该模拟，参照图12～图17而后述。

(机理M)

本发明人关于通过设为Rt>Rf1及Rs1<Rt而能够得到大的载荷容量的理由进行了研究。具体而言，本发明人假定为：在轴承构造50中，以下的机理M起作用，其结果，能够得到大的载荷容量，进行了其验证。以下，关于机理M，一边参照图11A～图11C一边说明。此外，与机理M相关的记载不应被使用于本公开的限定性的解释。

图11A～图11C是用于说明机理M的示意图。在以下的说明中，设为工作流体是气体。

在图11A中，边界部BP是指动压产生机构DPGM的紧靠外周侧的部分。外周部OCP是指推力环TC的紧靠外周侧的部分。端部EP是指外周部OCP中的推力轴承TB侧的端部。间隙GP是指动压产生机构DPGM与推力环TC之间的间隙。

机理M是由端部EP对气体的吸引引起的载荷容量的下降被抑制。以下，关于机理M，一边对比图11B和图11C一边说明。在图11B及图11C中，设为推力环TC的外周端正在朝向纸面近前方向旋转。

在图11B中，从旋转轴的中心轴到推力环TC的外周端为止的长度与从旋转轴的中心轴到动压产生机构DPGM的外周端为止的长度相等。从旋转轴的中心轴到基部BS的外周端为止的长度比从旋转轴的中心轴到推力环TC的外周端为止的长度长。在基部BS设置有动压产生机构DPGM。

在图11B的状况下，认为会产生以下的现象。推力环TC高速旋转；通过存在于外周部OCP的气体向与推力环TC的旋转方向相同的方向高速旋转，在外周部OCP产生气流；端部EP的静压下降；(b1)从边界部BP向端部EP吸引气体，边界部BP的静压下降；另外，(b2)从间隙GP向端部EP直接吸引气体。

相对于此，在图11C中，从旋转轴的中心轴到推力环TC的外周端为止的长度比从旋转轴的中心轴到动压产生机构DPGM的外周端为止的长度长。载台ST介于基部BS与动压产生机构DPGM之间。从旋转轴的中心轴到载台ST的外周端为止的长度比从旋转轴的中心轴到推力环TC的外周端为止的长度短。在该载台ST设置有动压产生机构DPGM。

在图11C的状况下，认为会产生以下的现象。推力环TC高速旋转；通过存在于外周部OCP的气体向与推力环TC的旋转方向相同的方向高速旋转，在外周部OCP产生气流；端部EP的静压下降；但是，在图11C的情况下，(c1)由于端部EP从动压产生机构DPGM离开，所以端部EP不会使边界部BP的静压直接下降；另外，(c2)由于端部EP处于比载台ST靠外周侧处，所以从边界部BP的周围的自由空间FS向端部EP吸引气体，因而在端部EP处下降后的静压难以向边界部BP传播。

图11B的情况下的上述(b1)及(b2)从得到大的载荷容量的观点来看是不利的。另一方面，图11C的情况下的上述(c1)及(c2)从得到大的载荷容量的观点来看是有利的。此外，如图11C那样介有载台ST不是必须的。认为，即使没有载台ST，也能够基于上述(c1)而得到大的载荷容量。

此外，在图11C中，自由空间FS作为向端部EP的气体的供给源发挥功能。因而，在图11C中，端部EP的静压的下降容易被抑制。

(模拟)

图12～图17是使用作为Nora Scientific制的热流体模拟软件的Flowsquare而得到的二维的模拟结果。在图12～图17的模拟中，提供了气体的流量恒定的恒定流量边界CFB和被设定为基准压力P0且气体能够来去的开放边界OB。在图12～图17的模拟中，包括推力环在内，轴承构造的构成要素处于静止，这一点与现实不同。但是，通过提供恒定流量边界CFB，模拟了在推力环正在旋转时产生的工作流体的流动。

在图12～图17中，曲线示意性地表示静压的水平的变化。在图12～图17中，有时将右方向称作x方向，将上方向称作y方向。x方向对应于去往外周侧的径向42。y方向对应于轴向41的一方。

(Rt>Rf1；图12及图13)

从图12及图13的模拟结果理解到，Rt>Rf1适合于得到大的载荷容量。

具体而言，图12的模拟模仿了Rt＝Rf1的状况。更具体而言，表示推力环TC的外周端的x坐标与表示动压产生机构DPGM的外周端的x坐标相同。

在图12的模拟中，向模拟空间提供了静止的推力环TC、静止的动压产生机构DPGM及静止的基部BS。动压产生机构DPGM设置于基部BS。并且，通过使工作流体从恒定流量边界CFB向模拟空间外流出，模仿从基部BS侧向推力环TC的外周部OCP吸引工作流体的状况，计算了该状况下的静压的分布。图12的“高”的部分是得到了静压高这一计算结果的部分。“低”的部分是得到了静压低这一计算结果的部分。从这样的静压的分布和定流量边界CFB的作用掌握到，产生图12的箭头那样的工作流体的流动。

图13的模拟在模仿了Rt>Rf1的状况这一点上与图12的模拟不同。具体而言，表示推力环TC的外周端的x坐标比表示动压产生机构DPGM的外周端的x坐标大。

在图12及图13的模拟中，在动压产生机构DPGM的外周端附近的同一坐标上设定了第1参照点RP1。在图12及图13的模拟中，在动压产生机构DPGM上的比第1参照点RP1靠内周侧的位置设定了第2参照点RP2。若以模拟空间的坐标来说，则第1参照点RP1的x坐标比第2参照点RP2的x坐标大。

在图12及图13的模拟中，计算了第1参照点RP1的静压P1、第2参照点RP2的静压P2、基准压力P0与第1压力P1的差ΔP1＝P0-P1及基准压力P0与第2压力P2的差ΔP2＝P0-P2。在将图12的模拟中的ΔP1标准化为100时，图13的模拟中的ΔP1是70.3。在将图12的模拟中的ΔP2标准化为100时，图13的模拟中的ΔP2是68.6。该结果表示：在Rt>Rf1的情况下，与Rt＝Rf1的情况相比，容易抑制动压产生机构的紧靠外周侧的部分的静压的下降，容易抑制动压产生机构与推力环之间的间隙的静压的下降，因此容易得到大的载荷容量。

(Rs1<Rb1：图14)

从图14的模拟结果理解到，使第1载台14a介于第1基部14b与第1动压产生机构11之间、设为Rs1<Rb1、在第1载台14a设置第1动压产生机构11适合于得到大的载荷容量。在此，如上所述，长度Rb1是从中心轴51c到第1基部14b的外周端为止的长度。长度Rs1是从中心轴51c到第1载台14a的外周端为止的长度。

具体而言，图14的模拟在使载台ST介于基部BS与动压产生机构DPGM之间这一点上与图13的模拟不同。在图14的模拟中，模拟了Rs1<Rb1的状况。具体而言，表示载台ST的外周端的x坐标比表示基部BS的外周端的x坐标小。另外，在图14的模拟中，模拟了Rt＝Rs1的状况。具体而言，表示推力环TC的外周端的x坐标和表示载台ST的外周端的x坐标相同。

在图14的模拟中，在与图12及图13的模拟相同的坐标上设定了第1参照点RP1及第2参照点RP2。在图14的模拟中，也计算了第1参照点RP1的静压P1、第2参照点RP2的静压P2、基准压力P0与第1压力P1的差ΔP1＝P0-P1及基准压力P0与第2压力P2的差ΔP2＝P0-P2。在将图12的模拟中的ΔP1标准化为100时，图14的模拟中的ΔP1是23.6。在将图12的模拟中的ΔP2标准化为100时，图14的模拟中的ΔP2是21.6。与图13的模拟相比，在图14的模拟中，ΔP1及ΔP2小。这表示：使第1载台14a介于第1基部14b与第1动压产生机构11之间、设为Rs1<Rb1、在第1载台14a设置第1动压产生机构11适合于抑制动压产生机构的紧靠外周侧的部分的静压的下降，抑制动压产生机构与推力环之间的间隙的静压的下降，得到大的载荷容量。

从图14的模拟结果所示的静压的分布掌握到，产生箭头所示的工作流体的流动。通过对比图13和图14而掌握到：通过载台ST的存在，向使x坐标减小且使y坐标增加的方向前进而向动压产生机构DPGM与推力环TC之间的间隙GP流入的流体路径扩大。推测为该扩大有助于减小ΔP1及ΔP2。此外，使x坐标减少且使y坐标增加的方向对应于从外周侧去往内周侧且从基部BS侧去往间隙GP的方向。

(Rs1<Rt：图15及图16)

从图15的模拟结果理解到，设为Rs1<Rt适合于得到大的载荷容量。

具体而言，图15的模拟在模拟了Rs1<Rt的状况这一点上与图14的模拟不同。更具体而言，图15的模拟在表示载台ST的外周端的x坐标比表示推力环TC的外周端的x坐标小这一点上与图14的模拟不同。

在图15的模拟中，在与图12～图14的模拟相同的坐标上设定了第1参照点RP1及第2参照点RP2。在图15的模拟中，也计算了第1参照点RP1的静压P1、第2参照点RP2的静压P2、基准压力P0与第1压力P1的差ΔP1＝P0-P1及基准压力P0与第2压力P2的差ΔP2＝P0-P2。在将图12的模拟中的ΔP1标准化为100时，图15的模拟中的ΔP1是22.2。在将图12的模拟中的ΔP2标准化为100时，图15的模拟中的ΔP2是19.6。与图14的模拟相比，在图15的模拟中，ΔP1及ΔP2小。该结果表示：在Rs1<Rt的情况下，与Rt＝Rs1的情况相比，容易抑制动压产生机构的紧靠外周侧的部分的静压的下降，容易抑制动压产生机构与推力环之间的间隙的静压的下降，因此容易得到大的载荷容量。

在Rs1<Rt的情况下，有可能产生了以下这样的现象。图16对图15进行了用于说明现象的追加记载。如图16所示，存在(1)、(2)、(3)及(4)的顺序的说明成立的可能性。具体而言，(1)推力环TC的外周部OCP的静压下降而形成容易产生向外周部OCP的工作流体的流动的静压分布；(2)伴随于此，产生从基部BS侧去往外周部OCP的工作流体的流动即大致y方向的工作流体的流动；(3)向该大致y方向流动的工作流体的一部分与推力环TC碰撞而在该碰撞部附近静压变高；(4)从推力环TC与载台ST之间的间隙GP向其外周侧的工作流体的流出口的一部分被在上述(3)中形成的高压部占据，工作流体的流出被妨碍。

(第1凸部17：图17)

图17的模拟在模拟了第1凸部17这一点上与图14的模拟不同。更具体而言，图17的模拟设置有凸部PP。

在图17的模拟中，在与图12～图15的模拟相同的坐标上设定了第1参照点RP1及第2参照点RP2。在图17的模拟中，也计算了第1参照点RP1的静压P1、第2参照点RP2的静压P2、基准压力P0与第1压力P1的差ΔP1＝P0-P1及基准压力P0与第2压力P2的差ΔP2＝P0-P2。在将图12的模拟中的ΔP1标准化为100时，图17的模拟中的ΔP1是17.9。在将图12的模拟中的ΔP2标准化为100时，图17的模拟中的ΔP2是17.6。与图14的模拟相比，在图17的模拟中，ΔP1及ΔP2小。该结果表示：在存在第1凸部17的情况下，与不存在第1凸部17的情况相比，容易抑制动压产生机构的紧靠外周侧的部分的静压的下降，容易抑制动压产生机构与推力环之间的间隙的静压的下降，因此容易得到大的载荷容量。

(动压产生机构的构成)

作为动压产生机构11及21，能够采用各种动压产生机构。

参照图18来说明图4～图17的例子的第1动压产生机构11。在图18的例子中，第1动压产生机构11包括多个箔片11f。多个箔片11f以包围旋转轴51的方式呈环状地排列。在多个箔片11f中，互相相邻的箔片11f局部地互相重叠。

在图18的例子中，箔片11f具有突出部11fp。某箔片11f的突出部11fp从其他的箔片11f的上方重叠。由多个箔片11f反复形成了该重叠。

在图18的例子中，在周向43上，箔片11f的突出部11fp侧的一端是自由端。箔片11f通过安装部11t而固定。

各箔片11f的厚度例如是40μm～200μm的范围内的值。

以下，对图18的第1动压产生机构11的动作进行说明。

若推力环52向旋转方向52R旋转，则以被该旋转拖拽的方式，间隙19的工作流体在第1动压产生机构11与推力环52之间旋转。这样被拖拽了的工作流体被向突出部11fp引导。由于突出部11fp与其他的箔片11f互相重叠，所以相对接近于推力环52。因而，在突出部11fp与推力环52之间断续地形成狭窄部，在工作流体通过狭窄部时压力升高。通过工作流体沿着周向43而断续地通过狭窄部，压力的升高断续地出现，由此，旋转轴51被支承。

具体而言，如图18所示，在突出部11fp上形成静压高的区域11fph。区域11fph支承推力载荷。在图18的区域11fph附近描绘了线状箭头AR1和框箭头AR2。这些箭头AR1及AR2也描绘于图示左下的剖视图。

线状箭头AR1示意性地示出了通过推力环52的旋转而工作流体正在加速的样子。在进行这样的加速的区域中，通过由箔片11f形成的倾斜而生成动压，静压的梯度被支撑。框箭头AR2示意性地示出了通过某箔片11f中的高压区域11fph的总压与相邻的箔片11f的低压区域的静压之差而工作流体正在流出的样子。在此，高压区域11fph的总压是指高压区域11fph的静压与动压的合计。

在图18的右上示出与径向42平行的剖视图。在该剖视图中，示出了作为互相相邻的3个箔片11f的箔片11f1、11f2及11f3的重叠方式。

在图18的例子中，第1动压产生机构11的外周端是箔片11f的外周端。因而，从旋转轴51的中心轴51c到第1动压产生机构11的外周端为止的长度Rf1如图18所示那样规定。

在图18的例子中，在轴向41上的第1动压产生机构11的尺寸Tf1是从基体14起的突出部11fp的最大高度，依存于多个箔片11f的厚度。

采用了图18的例子的动压产生机构的轴承有时被称作叶片型箔轴承。

在图19A及图19B中示出第1动压产生机构11的另一例。在图19A及图19B的例子中，第1动压产生机构11包括顶箔11tf和波箔11bf。顶箔11tf与推力环52相对。波箔11bf具有连续的拱形状。波箔11bf对顶箔11tf进行弹性支承。在周向43上，顶箔11tf的一端是固定于基体14的固定端，另一端是自由端。波箔11bf的一部分固定于基体14。

图19B是第1动压产生机构11的与周向43平行的剖视图。在推力环52的旋转时，由间隙19中的工作流体的压力支承旋转轴51。

在图19A及图19B中，第1动压产生机构11的外周端是顶箔11tf的外周端。因而，从旋转轴51的中心轴51c到第1动压产生机构11的外周端为止的长度Rf1如图19A所示那样规定。

在图19A及图19B的例子中，在轴向41上的第1动压产生机构11的尺寸Tf1是从基体14起的顶箔11tf的最大高度，依存于波箔11bf的形状以及波箔11bf及顶箔11tf的厚度。

在图20中示出第1动压产生机构11的另一例。在图20的例子中，第1动压产生机构11包括螺旋形状的多个槽11g。多个槽11g从旋转轴51呈放射状地延伸。多个槽11g设置于基体14。

在图20的第1动压产生机构11中，在推力环52的旋转时，由间隙19中的工作流体的压力支承旋转轴51。

在图20的例子中，第1动压产生机构11的外周端是槽11g的外周端。因而，从旋转轴51的中心轴51c到第1动压产生机构11的外周端为止的长度Rf1如图20所示那样规定。

在图20的例子中，在轴向41上的第1动压产生机构11的尺寸Tf1是槽11g的深度。

采用了图20的例子的动压产生机构的轴承有时被称作螺旋槽轴承。

在图18～图20中说明的第1动压产生机构11的例子也能够应用于第2动压产生机构21。在该应用时，如“第1”向“第2”的变更等，用语能够适当变更。

(推力环的构成)

如上所述，在本实施方式中，推力环52为圆盘状。在典型例中，推力环52为金属制。

在图21中示出本实施方式的推力环52。图21的推力环52关于与旋转轴51的中心轴51c垂直的基准平面52p面对称。

具体而言，图21的推力环52包括圆盘部52d、第1毂部52j及第2毂部52k。在中心轴51c延伸的轴向41，第1毂部52j及第2毂部52k夹着圆盘部52d。关于基准平面52p，第1毂部52j及第2毂部52k面对称。在典型例中，圆盘部52d、第1毂部52j及第2毂部52k是单个构件。这样的单个构件例如能够通过一体成形而制作。

在推力环52关于基准平面52p不面对称的情况下，推力环52处于在旋转时通过离心力而向壁厚大的一侧挠曲的倾向。若增大推力环52的直径，则该倾向明显化。这一点，根据图21的推力环52的面对称性，能够抑制旋转时的推力环52的挠曲。

即使在推力环52仅由圆盘部52d构成的情况下，也能够使推力环52关于基准平面52p面对称。但是，通过在设置了第1毂部52j及第2毂部52k的基础上使推力环52关于基准平面52p面对称，能够起到进一步的效果。

具体而言，在推力环52仅由圆盘部52d构成的情况下，为了使推力环52能够经受因高速旋转而产生的应力，可考虑加厚圆盘部52d。但是，这样一来，圆盘部52d的质量增大，旋转系的质量容易增大。若旋转系的质量增大，则旋转系的弯曲共振固有值容易变低。弯曲共振固有值变低意味着旋转系的振动变得显著的转速变低。因而，若弯曲共振固有值低，则难以使旋转系高速旋转。相对于此，若推力环52具有毂部52j及52k，则容易减小圆盘部52d的厚度。因而，旋转系的弯曲共振固有值容易变高，容易使旋转系高速旋转。此外，在该语境中，“旋转系”是指旋转轴51和与旋转轴51一起旋转的要素的组合。与旋转轴51一起旋转的要素能够包括推力环52、压缩机叶轮、涡轮机叶轮等。

此外，弯曲共振固有值是有时被称作挠曲临界共振振动频率、挠曲临界速度、弯曲共振频率等的参数。

[壳体]

在图22所示的例子中，轴承构造50具备壳体70。设置有包含壳体70、第1推力轴承10及第2推力轴承20的外壳75。外壳75具有内部空间77。在内部空间77中，第1动压产生机构11与推力环52相对。在内部空间77中，第2动压产生机构21与推力环52相对。外壳75具有连通于内部空间77的第1贯通孔71i及第2贯通孔71о。

若推力环52旋转，则产生工作流体的流动，工作流体具有动能。在工作流体失去动能时，产生热能。

这一点，根据如上所述的第1贯通孔71i及第2贯通孔71о，能够防止推力环52等的温度过度上升。具体而言，在图22的例子中，能够经由第1贯通孔71i而使工作流体向内部空间77流入，从内部空间77经由第2贯通孔71о而使工作流体流出。这样一来，能够防止推力环52等的温度过度变高。在图22的例子中，第1贯通孔71i是工作流体的流入口。第2贯通孔71о是工作流体的流出口。

一般来说，由动压产生机构产生的支承推力环的压力与工作流体的密度ρ大体成正比例。若工作流体的温度升高，则密度ρ下降。这一点，在图22的例子中，在推力轴承24设置有第1贯通孔71i，在推力轴承14设置有第2贯通孔71о。这样一来，容易使间隙29及19中的工作流体的温度下降，使密度ρ增加，确保由动压产生机构产生的支承推力环的压力。这从得到大的载荷容量的观点来看是有利的。

具体而言，在图22的例子中，在推力轴承24的比第2载台24a靠外周侧处设置有第1贯通孔71i。在推力轴承14的比第1载台14a靠外周侧处设置有第2贯通孔71о。更具体而言，在第2基部24b设置有第1贯通孔71i。在第1基部14b设置有第2贯通孔71о。

不过，如图23所示，也能够采用外壳75不具有第1贯通孔71i及第2贯通孔71о的方式。即使在这样的情况下，通过使用热传导优异的材料作为壳体70的材料等，也能够进行热对策。

在图24的例子中，轴承构造50具备热交换器76。热交换器76将内部空间77分隔成第1空间78和第2空间79。在第1空间78中，第1动压产生机构11与推力环52相对。在第1空间78中，第2动压产生机构21与推力环52相对。第1贯通孔71i及第2贯通孔71о连通于第2空间79。

根据如上所述的热交换器76，能够防止灰尘等异物向动压产生机构与推力环之间的间隙混入，并防止推力环等的温度过度变高。

热交换器76没有特别的限定。在图24的例子中，热交换器76具有翅片。具体而言，在图24的例子中，热交换器76具有波纹翅片。热交换器76的其他例子是板式热交换器、壳管式热交换器、翅管式热交换器76等。

在图24的例子中，热交换器76将第1空间78和第2空间79无间隙地分隔。这样做适合于防止异物向第1空间78中的动压产生机构与推力环之间的间隙混入。

在图24的例子中，第1贯通孔71i贯通第2基部24b及壳体70双方。不过，如图25所示，第1贯通孔71i也可以不贯通第2基部24b而贯通壳体70。另外，在图24的例子中，第2贯通孔71о贯通第1基部14b及壳体70双方。不过，如图25所示，第2贯通孔71о也可以不贯通第1基部14b而贯通壳体70。这一点关于图22的例子也是同样的。

[流体机械]

参照图3～图25而说明的轴承构造50能够应用于流体机械80。在图2中记载了流体机械80的例子。在图2中，流体的流动由箭头表示。

在图2的例子中，流体机械80具备压缩机61和膨胀机62。压缩机61及膨胀机62安装于旋转轴51。具体而言，压缩机61及膨胀机62机械地安装于旋转轴51。另外，流体机械80具备再生热交换器63及燃烧器64。

在图2的例子中，压缩机61是离心压缩机。离心压缩机61包括压缩机叶轮61i和扩压器。离心压缩机61的压缩机叶轮61i(在具体例中机械地)安装于旋转轴51。扩压器位于比压缩机叶轮61i靠外周侧处。工作流体能够依次通过压缩机叶轮61i及扩压器。此外，在图2中，省略了扩压器的图示。这一点关于图22～图25也是同样的。

在图2的例子中，流体机械80是涡轮机系统。膨胀机62是膨胀涡轮机。

具体而言，在图2的例子中，膨胀机62是径向膨胀涡轮机。径向膨胀涡轮机62包括涡轮机叶轮62w和喷嘴。涡轮机叶轮62w(在具体例中机械地)安装于旋转轴51。喷嘴位于比涡轮机叶轮62w靠外周侧处。来自燃烧器64的燃烧气体能够依次通过喷嘴及涡轮机叶轮62w。此外，在图2中，省略了喷嘴的图示。

在图2的例子中，压缩机61、推力环52及膨胀机62在轴向41上依次设置。具体而言，压缩机叶轮61i、推力环52及涡轮机叶轮62w在轴向41上依次设置。

在图2的例子中，从压缩机61排出后的工作流体从第1贯通孔71i向内部空间77流入。这样一来，能够防止推力环52等的温度过度变高。

具体而言，在图2的例子中，设置有第1流路81及第2流路82。

第1流路81将压缩机61、燃烧器64及膨胀机62依次连接。具体而言，第1流路81将压缩机61、再生热交换器63、燃烧器64、膨胀机62及再生热交换器63依次连接。

第2流路82绕过燃烧器64。具体而言，第2流路82绕过再生热交换器63及燃烧器64。第2流路82将压缩机61、第1贯通孔71i、内部空间77、第2贯通孔71о及膨胀机62依次连接。

在第1流路81中，压缩机61压缩工作流体。接着，再生热交换器63在工作流体与涡轮机排出流体之间进行热交换。由此，工作流体的温度上升。接着，燃烧器64向工作流体中喷射燃料并使其燃烧。由此，产生燃烧气体。接着，膨胀机62使燃烧气体膨胀。在膨胀机62中，通过燃烧气体通过而生成转矩。该转矩能够被利用于压缩机61对工作流体的压缩。另外，也能够使发电机与膨胀机62连结，将该转矩利用于发电机中的发电。接着，从膨胀机62流出后的涡轮机排出流体向再生热交换器63流入。

如从上述的说明所理解的那样，流入到压缩机61的工作流体的一部分向再生热交换器63及燃烧器64流动。流入到压缩机61的工作流体的别的一部分向第2流路82流入。

在第2流路82中，工作流体通过第1贯通孔71i而向内部空间77流入。在内部空间77内，工作流体冷却内部空间77。接着，工作流体通过第2贯通孔71о而从内部空间77流出。接着，工作流体向膨胀机62流入。这样流入到膨胀机62的工作流体也能够有助于膨胀机62中的转矩产生。另外，这样流入到膨胀机62的工作流体能够冷却膨胀机62。

在一具体例中，在第1流路81中，燃烧气体经由喷嘴而向涡轮机叶轮62w供给。另一方面，在第2流路82中，工作流体向膨胀机62供给。

一般来说，为了增大膨胀机生成的转矩，希望向膨胀机流入的工作流体的热量及质量大。另一方面，在耐热设计上不希望膨胀机的入口温度过于变高。

例如，通过将喷嘴及涡轮机叶轮的热向外部散发，在膨胀机的入口温度高的情况下也能够确保喷嘴及涡轮机叶轮的耐热性。然而，这样一来，通过燃烧气体的热经由喷嘴及涡轮机叶轮而向外部散发，膨胀机生成的转矩可能会减小。

于是，本发明人研究了在喷嘴及涡轮机叶轮的冷却中使用工作流体而且将工作流体向膨胀机的吸气侧供给。这样一来，在膨胀机中，能够也利用从喷嘴及涡轮机叶轮吸收到的热量来使转矩产生。而且，通过比燃烧气体低温的工作流体与燃烧气体混合，能够不使膨胀机的吸气的热量减少地使膨胀机的吸气温度下降。

而且，本发明人研究了将经由了轴承机构50的工作流体向膨胀机62供给。经由了轴承机构50的工作流体比喷嘴及涡轮机叶轮低温，另一方面，能够具有有助于膨胀机的转矩生成的热量。因而，经由了轴承机构50的工作流体能够有助于冷却喷嘴和/或涡轮机叶轮和/或生成膨胀机的转矩。

以下，一边参照图26、图27、图28、图29、图30及图31一边说明从轴承机构50通过第2流路82而供给到膨胀机62的工作流体的流动的例子。具体而言，以下，说明从轴承机构50的第2贯通孔71о排出后的工作流体在膨胀机62中的流动。

在图26的例子中，在膨胀机62中，工作流体向吸气侧供给，使涡轮机叶轮62w旋转。根据图26的例子，能够将在轴承机构50中产生的热量利用于膨胀机62中的转矩的产生。

在图27的例子中，在膨胀机62中，工作流体冷却涡轮机叶轮62w，之后，向吸气侧供给而使涡轮机叶轮62w旋转。根据图27的例子，能够将在轴承机构50中产生的热量和从涡轮机叶轮62w吸收到的热量利用于膨胀机62中的转矩的产生。

在图28的例子中，在膨胀机62中，工作流体冷却喷嘴62n，之后，向吸气侧供给而使涡轮机叶轮62w旋转。根据图28的例子，能够将在轴承机构50中产生的热量和从喷嘴62n吸收到的热量利用于膨胀机62中的转矩的产生。

在图29的例子中，在膨胀机62中，工作流体的一部分冷却喷嘴62n。工作流体的别的一部分(具体而言是其余部)冷却涡轮机叶轮62w。冷却了喷嘴62n的工作流体及冷却了涡轮机叶轮62w的工作流体向吸气侧供给而使涡轮机叶轮62w旋转。根据图29的例子，能够将在轴承机构中产生的热量、从喷嘴62n吸收到的热量及从涡轮机叶轮吸收到的热量利用于膨胀机62中的转矩的产生。

在图30的例子中，在膨胀机62中，工作流体冷却喷嘴62n，接着冷却涡轮机叶轮62w，接着向吸气侧供给而使涡轮机叶轮62w旋转。根据图30的例子，能够将在轴承机构50中产生的热量、从喷嘴62n吸收到的热量及从涡轮机叶轮61w吸收到的热量利用于膨胀机62中的转矩的产生。

在图31的例子中，在膨胀机62中，工作流体冷却喷嘴62n。冷却了喷嘴62n的工作流体的一部分直接向吸气侧供给。冷却了喷嘴62n的工作流体的别的一部分(具体而言是其余部)冷却涡轮机叶轮62w，之后向吸气侧供给。供给到吸气侧的双方的工作流体使涡轮机叶轮62w旋转。根据图31的例子，能够将在轴承机构50中产生的热量、从喷嘴62n吸收到的热量及从涡轮机叶轮61w吸收到的热量利用于膨胀机62中的转矩的产生。

在此，对一具体例的工作流体的压力进行说明。将从压缩机61排出的工作流体的压力设为Pc。将再生热交换器63中的工作流体的压力损失设为ΔP1。将从燃烧器64的入口压力减去出口压力而得到的差设为ΔP2。此时，通过第1流路81而向膨胀机62流入的燃烧气体的压力Ptin1以Ptin1＝Pc-ΔP1-ΔP2给出。另一方面，将轴承构造50中的工作流体的压力损失设为ΔPtb。此时，通过第2流路82而向膨胀机62流入的工作流体的压力Ptin2以Ptin2＝Pc-ΔP1给出。在图2的例子中，Ptin2>Ptin1。这样一来，容易将工作流体经由第2流路82而向轴承构造50及膨胀机62供给。另外，在图2的例子中，涡轮机排出流体的压力比大气压高。因而，容易从膨胀机62排出涡轮机排出流体。

另外，对一具体例的工作流体的温度进行说明。将从压缩机61排出的工作流体的温度设为Tc。将刚从再生热交换器63流出后的工作流体的温度设为Trh。将从燃烧器64流出的燃烧气体的温度设为Tb。将从轴承构造50流出的工作流体的温度设为Ttb。通过在再生热交换器63中热交换，成为Trh>Tc，向燃烧器64流入的工作流体的温度升高，能够节约向燃烧器64供给的燃料。另外，虽然Ttb>Tc，但Ttb与Tb相比充分低，因此能够利用从轴承构造50流出后的工作流体来冷却膨胀机62。

在图22～图25中，例示性地示出了轴承构造50应用于流体机械80的情况下的压缩机61的位置。具体而言，在图22～图25中，示出了离心压缩机61。

如图22、图24及图25所示，在沿着中心轴51c观察时，第1贯通孔71i也可以处于比压缩机叶轮61i的外周端靠外周侧处。这样一来，容易获得从第1贯通孔71i向内部空间77流入的工作流体的流量。

在一具体例中，经由了离心压缩机61的压缩机叶轮61i及扩压器的工作流体从第1贯通孔71i向内部空间77流入。例如，在沿着中心轴51c观察时，第1贯通孔71i处于与扩压器重叠的位置或比扩压器靠外周侧的位置。

不过，在沿着中心轴51c观察时，第1贯通孔71i也可以处于与压缩机叶轮61i重叠的位置。

在本实施方式中，轴承机构50支承压缩机61的旋转部。旋转部包括压缩机叶轮61i。旋转部与旋转轴51一起旋转。具体而言，旋转部与旋转轴51同样，实质上以中心轴51c为中心进行旋转。

旋转轴51若温度变化则膨胀，轴向41的长度可能变化。因而，即使利用轴承机构50来保持推力环52的位置，旋转部的位置也可能变化。在本实施方式中，轴向41是推力方向。

另一方面，通过精密地保持旋转部的轴向41的位置，能够降低压缩机61的损失。在本实施方式中，如图32所示，压缩机61具有位置被固定的护罩61s。在该情况下，通过精密地保持压缩机叶轮61i的轴向41的位置，能够避免旋转的叶轮61i与固定的护罩61s的接触，并维持在压缩机叶轮61i与护罩61s之间形成了小的间隙61g的状态。由此，能够避免压缩机61的故障，并降低压缩机61中的损失。

这一点，在本实施方式中，满足了Lct<Lte的关系。在此，Lct是在轴向41上的压缩机61与推力环52之间的分离距离。Lte是在轴向41上的推力环52与膨胀机62之间的分离距离。在本实施方式中，由于Lct<Lte，所以容易减小分离距离Lct。因而，容易抑制伴随于旋转轴51的温度变化而压缩机61在轴向41上位移。

具体而言，Lct是在轴向41上的压缩机61的旋转部与推力环52之间的分离距离。Lte是在轴向41上的推力环52与膨胀机62的旋转部之间的分离距离。在此，膨胀机62的旋转部包括涡轮机叶轮62w。

更具体而言，Lct是在轴向41上的压缩机叶轮61i与推力环52之间的分离距离。Lte是在轴向41上的推力环52与涡轮机叶轮62w之间的分离距离。

对Lct<Lte进一步进行说明。在本实施方式中，通过分离距离Lte相对大，高温的膨胀机62的热难以向推力环52传递。因而，膨胀机62的温度变化难以影响旋转轴51中的推力环52与压缩机61之间的部分的温度。因而，容易抑制伴随于膨胀机62的温度变化而分离距离Lct变动从而压缩机61在轴向41上位移。通过以上的理由，Lct<Lte作为流体机械80的设计是合适的。

而且，在本实施方式中，在轴承构造50设置有贯通孔71i及71o。因而，能够使推力环52的周围的工作流体的温度下降，使推力环52的温度下降，降低旋转轴51的温度。具体而言，能够降低旋转轴51中的压缩机61与推力环52之间的部分的温度。由此，能够抑制伴随于旋转轴51的温度变化的压缩机61的轴向41的位移。若关于膨胀机62来说，则由于设置有贯通孔71i及71o，所以容易使从膨胀机62传播到推力环52的热从推力环52向工作流体散发。因而，膨胀机62的温度变化难以影响旋转轴51中的推力环52与压缩机61之间的部分的温度。这从抑制分离距离Lct的变动、抑制压缩机61的轴向41的位移的观点来看是有利的。

如以上这样，根据本实施方式的流体机械80，能够精密地保持压缩机61的轴向41的位置。由此，可期待降低压缩机61中的损失。

(别的机理)

在上述中，参照图11A～图11C进行了基于机理M的说明。但是，在现实中，与机理M不同的机理也能起作用。例如，在轴承构造50中，离心力也能起作用。

参照图7～图9而说明的第1凸部17带来的优点不仅是机理M，也能够通过离心力来说明。具体而言，能够说明成：第1凸部17以将通过离心力而要从间隙19向径向42外侧流出的工作流体阻拦于比第1凸部17靠内周侧处的方式发挥作用。该作用能够有助于得到大的载荷容量。关于第2凸部也是同样的。在图33中，上述的阻拦作用由箭头示意性地表示。

能够对本公开应用各种变更。

例如，本公开的技术的应用对象不限定于涡轮机系统。涡轮机系统以外的应用对象例如是电动压缩机、硬盘驱动器(Hard Disc Drive：HDD)等的旋转轴、工场的加工设备等。

在图2的例子中，第1推力轴承及第2推力轴承中的第1推力轴承处于更接近压缩机的位置。但是，第1推力轴承这一用语不应限定解释成是指处于更接近压缩机的位置的第1推力轴承。

在上述的说明中，对存在第1推力轴承及第2推力轴承双方的情况进行了说明。不过，仅存在第1推力轴承及第2推力轴承的一方的方式也包含于本公开。

也能够省略图示的要素的一部分。例如，再生热交换器能够省略。轴承构造的要素的一部分也能够省略。

产业上的可利用性

在上述的实施方式中说明的轴承构造能够应用于涡轮机系统等。

标号说明

10、20 推力轴承

11、21 动压产生机构

11f、11f1、11f2、11f3 箔片

11fp 突出部

11fph 静压高的区域

11t 安装部

11bf 波箔

11tf 顶箔

11g 槽

14、24 基体

14a、24a 载台

14b、24b 基部

15、25 凹部

17、27 凸部

19、29 间隙

41 轴向

42 径向

43 周向

50 轴承构造

51 旋转轴

51c 中心轴

52 推力环

52d 圆盘部

52j、52k 毂部

52p 基准平面

52R 旋转方向

52x、52y 相对平面

61 压缩机

61g 间隙

61i 压缩机叶轮

61s 护罩

62 膨胀机

62n 喷嘴

62w 涡轮机叶轮

63 再生热交换器

64 燃烧器

70 壳体

71i、71o 贯通孔

75 外壳

76 热交换器

77、78、79 空间

80 流体机械

81、82 流路

101 旋转轴

103A、103B 推力轴承

104 推力环

Claims (19)

1.一种轴承构造，具备：

旋转轴，具有中心轴；

推力环，安装于所述旋转轴；及

第1推力轴承，包括与所述推力环相对的第1动压产生机构，

在将从所述中心轴到所述推力环的外周端为止的长度定义为Rt，将从所述中心轴到所述第1动压产生机构的外周端为止的长度定义为Rf1时，满足Rt>Rf1的关系。

2.根据权利要求1所述的轴承构造，

所述第1推力轴承包括第1载台和第1基部，

所述第1载台从所述第1基部朝向所述推力环延伸，

所述第1动压产生机构设置于所述第1载台，

在将从所述中心轴到所述第1载台的外周端为止的长度定义为Rs1，将从所述中心轴到所述第1基部的外周端为止的长度定义为Rb1时，满足Rs1<Rb1的关系。

3.根据权利要求1或2所述的轴承构造，

所述第1推力轴承包括第1载台，

所述第1动压产生机构设置于所述第1载台，

在将从所述中心轴到所述第1载台的外周端为止的长度定义为Rs1时，满足Rs1<Rt的关系。

4.根据权利要求1～3中任一项所述的轴承构造，

所述推力环具有与所述第1动压产生机构相对且在与所述中心轴正交的方向上扩展的第1相对平面，

在将从所述中心轴到所述第1相对平面的外周端为止的长度定义为Ro1时，满足Ro1>Rf1的关系。

5.根据权利要求1～4中任一项所述的轴承构造，

所述第1推力轴承包括第1载台，

所述第1动压产生机构设置于所述第1载台，

在将从所述中心轴到所述第1载台的外周端为止的长度定义为Rs1时，满足Rs1>Rf1的关系。

6.根据权利要求1～5中任一项所述的轴承构造，

所述第1推力轴承包括第1载台，

所述第1动压产生机构设置于所述第1载台，

在将所述中心轴延伸的方向定义为轴向，将在所述轴向上的所述第1动压产生机构的尺寸定义为Tf1，将在所述轴向上的所述第1载台的尺寸定义为Ts1时，满足Tf1<Ts1的关系。

7.根据权利要求1～6中任一项所述的轴承构造，

所述第1推力轴承包括第1载台和第1凸部，

所述第1动压产生机构设置于所述第1载台，

所述第1凸部从所述第1载台朝向所述推力环延伸，

在沿着所述中心轴观察时，所述第1凸部处于比所述第1动压产生机构靠外周侧处。

8.根据权利要求7所述的轴承构造，

在将所述中心轴延伸的方向定义为轴向，将在所述轴向上的所述第1凸部的尺寸定义为Tp1，将在所述轴向上的所述第1动压产生机构的尺寸定义为Tf1时，满足Tf1>Tp1的关系。

9.根据权利要求1～6中任一项所述的轴承构造，

所述第1推力轴承具有第1凹部，

所述第1动压产生机构设置于所述第1凹部。

10.根据权利要求9所述的轴承构造，

在将所述中心轴延伸的方向定义为轴向，将在所述轴向上的所述第1凹部的尺寸定义为Tg1，将在所述轴向上的所述第1动压产生机构的尺寸定义为Tf1时，满足Tf1>Tg1的关系。

11.根据权利要求1～10中任一项所述的轴承构造，

所述第1动压产生机构包括多个箔片，

所述多个箔片以包围所述旋转轴的方式呈环状地排列，

在所述多个箔片中，互相相邻的箔片局部地互相重叠。

12.根据权利要求1～11中任一项所述的轴承构造，

所述推力环关于与所述中心轴垂直的基准平面而面对称。

13.根据权利要求12所述的轴承构造，

所述推力环包括圆盘部、第1毂部及第2毂部，

在所述中心轴延伸的轴向上，所述第1毂部及所述第2毂部夹着所述圆盘部，

所述第1毂部及所述第2毂部关于所述基准平面而面对称。

14.根据权利要求1～13中任一项所述的轴承构造，

具备壳体，

设置有包含所述壳体及所述第1推力轴承的外壳，

所述外壳具有内部空间，

在所述内部空间中，所述第1动压产生机构与所述推力环相对，

所述外壳具有连通于所述内部空间的第1贯通孔及第2贯通孔。

15.根据权利要求14所述的轴承构造，

具备热交换器，

所述热交换器将所述内部空间分隔成第1空间和第2空间，

在所述第1空间中，所述第1动压产生机构与所述推力环相对，

所述第1贯通孔及所述第2贯通孔连通于所述第2空间。

16.一种流体机械，具备：

权利要求1～15中任一项所述的轴承构造；

压缩机；及

膨胀机，

所述压缩机及所述膨胀机安装于所述旋转轴。

17.一种流体机械，具备：

权利要求14或15所述的轴承构造；

压缩机；及

膨胀机，

所述压缩机及所述膨胀机安装于所述旋转轴，

从所述压缩机排出后的工作流体从所述第1贯通孔流入所述内部空间。

18.根据权利要求17所述的流体机械，

所述压缩机是离心压缩机，

所述离心压缩机包括安装于所述旋转轴的压缩机叶轮，

在沿着所述中心轴观察时，所述第1贯通孔处于比所述压缩机叶轮的外周端靠外周侧处。

19.根据权利要求16～18中任一项所述的流体机械，

在将所述中心轴延伸的方向定义为轴向时，所述压缩机、所述推力环及所述膨胀机在所述轴向上按照该顺序设置，

在将在所述轴向上的所述压缩机与所述推力环之间的分离距离定义为Lct，将在所述轴向上的所述推力环与所述膨胀机之间的分离距离定义为Lte时，满足Lct<Lte的关系。

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