JP2001304274A - 非真円転がり軸受 - Google Patents
非真円転がり軸受Info
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- JP2001304274A JP2001304274A JP2000119242A JP2000119242A JP2001304274A JP 2001304274 A JP2001304274 A JP 2001304274A JP 2000119242 A JP2000119242 A JP 2000119242A JP 2000119242 A JP2000119242 A JP 2000119242A JP 2001304274 A JP2001304274 A JP 2001304274A
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Abstract
(57)【要約】 （修正有）
【課題】ｄＮ値≧１００×１０4且つ無負荷から全負荷
までの負荷変動がある条件下で、寿命，耐暁付き性及び
コストのいずれをも満足する非真円転がり軸受を提供す
る。 【解決手段】ｄＮ値≧１００×１０4（ｄ：軸受内径ｍ
ｍ，Ｎ：回転数ｒｐｍ）で且つ無負荷から全負荷までの
負荷変動がある条件下で、正のラジアルすきまを有する
非真円転がり軸受とした。したがって、ハウジングとの
寸法関係に余裕がとれてスキッディング損傷も防止でき
寿命が延び、焼付きも防止でき且つ低コストである。
までの負荷変動がある条件下で、寿命，耐暁付き性及び
コストのいずれをも満足する非真円転がり軸受を提供す
る。 【解決手段】ｄＮ値≧１００×１０4（ｄ：軸受内径ｍ
ｍ，Ｎ：回転数ｒｐｍ）で且つ無負荷から全負荷までの
負荷変動がある条件下で、正のラジアルすきまを有する
非真円転がり軸受とした。したがって、ハウジングとの
寸法関係に余裕がとれてスキッディング損傷も防止でき
寿命が延び、焼付きも防止でき且つ低コストである。
Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】本発明は、無負荷から全負荷
までの負荷変動の下で長期に使用可能な、ｄＮ値の大き
い非真円転がり軸受に係り、特にガスタービン，ジェッ
トエンジン等のラジアル軸受として好適な非真円転がり
軸受に関する。
までの負荷変動の下で長期に使用可能な、ｄＮ値の大き
い非真円転がり軸受に係り、特にガスタービン，ジェッ
トエンジン等のラジアル軸受として好適な非真円転がり
軸受に関する。
【０００２】
【従来の技術】従来、例えばガスタービンのハイスピー
ドピニオンの回転軸を支承する転がり軸受としては、真
円転がり軸受（内外軌道輪がいずれも真円形に極めて近
い）である円筒ころ軸受が専ら使用されている。しかし
て、ガスタービンのハイスピードピニオンを支承する転
がり軸受の場合は、許容回転数であるｄＮ値は１００×
１０4 以上が必要とされると共に、負荷変動も無負荷か
ら全負荷に及び広範にわたっている。このような状況で
用いる真円円筒ころ軸受では、無負荷時に転動体が軌道
面を転がらずに滑る現象に起因して、スキッディング損
傷と呼ばれる摩耗が発生するおそれがある。因みに、ス
キッディング損傷を発生しない一般の真円円筒ころ軸受
における許容回転数は、ｄＮ値＜１００×１０4 とされ
ている。
ドピニオンの回転軸を支承する転がり軸受としては、真
円転がり軸受（内外軌道輪がいずれも真円形に極めて近
い）である円筒ころ軸受が専ら使用されている。しかし
て、ガスタービンのハイスピードピニオンを支承する転
がり軸受の場合は、許容回転数であるｄＮ値は１００×
１０4 以上が必要とされると共に、負荷変動も無負荷か
ら全負荷に及び広範にわたっている。このような状況で
用いる真円円筒ころ軸受では、無負荷時に転動体が軌道
面を転がらずに滑る現象に起因して、スキッディング損
傷と呼ばれる摩耗が発生するおそれがある。因みに、ス
キッディング損傷を発生しない一般の真円円筒ころ軸受
における許容回転数は、ｄＮ値＜１００×１０4 とされ
ている。
【０００３】そこで、従来のガスタービンのハイスピー
ドピニオン用の真円円筒ころ軸受の場合、スキッディン
グ損傷の防止対策の一つとして、図８（ａ）に示すよう
な「ころ数半分仕様」の真円円筒ころ軸受を用いてい
る。この軸受は、内輪１と外輪２（いずれも真円形状で
ある）との間に装入するころ３の個数を、標準品の半分
に減らして保持器４に１個飛びに配したもので、これに
よりころ駆動力を大きくすると共に、ドラッグを小さく
することにより、無負荷時にころ３が軌道面を転がらず
にすべってしまう現象を抑制し、もってスキッディング
損傷を防止せんとしたものである（実開平６−５６５１
７参照）。
ドピニオン用の真円円筒ころ軸受の場合、スキッディン
グ損傷の防止対策の一つとして、図８（ａ）に示すよう
な「ころ数半分仕様」の真円円筒ころ軸受を用いてい
る。この軸受は、内輪１と外輪２（いずれも真円形状で
ある）との間に装入するころ３の個数を、標準品の半分
に減らして保持器４に１個飛びに配したもので、これに
よりころ駆動力を大きくすると共に、ドラッグを小さく
することにより、無負荷時にころ３が軌道面を転がらず
にすべってしまう現象を抑制し、もってスキッディング
損傷を防止せんとしたものである（実開平６−５６５１
７参照）。
【０００４】或いはまた、同図（ｂ）に示すような「こ
ろ数標準仕様」の真円円筒ころ軸受を負のラジアルすき
まで用いることで、各ころに予圧を負荷して無負荷時の
ころのすべりを防止することも行われている。
ろ数標準仕様」の真円円筒ころ軸受を負のラジアルすき
まで用いることで、各ころに予圧を負荷して無負荷時の
ころのすべりを防止することも行われている。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】しかしながら、「ころ
数半分仕様」の真円円筒ころ軸受を用いた場合には、こ
ろ数が少ないために、負荷が加わった状態での軸受寿命
が標準ころ数の場合より極端に減少してしまうという問
題点がある。図９は、解析結果を示している。一方、
「ころ数標準仕様」の真円円筒ころ軸受を、負のラジア
ルすきまで用いる場合は、 （１）僅かなラジアルすきまの設定の違いで軸受寿命が
大きく変化する（図１０参照）。 （２）ラジアルすきまが過少になると、焼付きを生じる
おそれがある。
数半分仕様」の真円円筒ころ軸受を用いた場合には、こ
ろ数が少ないために、負荷が加わった状態での軸受寿命
が標準ころ数の場合より極端に減少してしまうという問
題点がある。図９は、解析結果を示している。一方、
「ころ数標準仕様」の真円円筒ころ軸受を、負のラジア
ルすきまで用いる場合は、 （１）僅かなラジアルすきまの設定の違いで軸受寿命が
大きく変化する（図１０参照）。 （２）ラジアルすきまが過少になると、焼付きを生じる
おそれがある。
【０００６】本願発明者らはこれらの問題点を確認する
べく、「ころ数標準仕様」の真円円筒ころ軸受を用い
て、図１０に示す解析結果を得た。すなわち、長寿命と
耐焼付き性との両方を満足させ得る運転時のラジアルす
きまは、図１０からも明らかなように、非常に狭い範囲
（この場合、およそ−０．０１ｍｍ〜０ｍｍ）に限定さ
れてしまう。かように軸受単体のラジアルすきまを狭い
範囲に限定すると、当該ラジアルすきま，軸と内輪との
はめあい及びハウジングと外輪とのはめあいのそれぞれ
の公差を厳しく抑えなければならないから、事実上大幅
なコストアップとなり、実用的とはいえない。
べく、「ころ数標準仕様」の真円円筒ころ軸受を用い
て、図１０に示す解析結果を得た。すなわち、長寿命と
耐焼付き性との両方を満足させ得る運転時のラジアルす
きまは、図１０からも明らかなように、非常に狭い範囲
（この場合、およそ−０．０１ｍｍ〜０ｍｍ）に限定さ
れてしまう。かように軸受単体のラジアルすきまを狭い
範囲に限定すると、当該ラジアルすきま，軸と内輪との
はめあい及びハウジングと外輪とのはめあいのそれぞれ
の公差を厳しく抑えなければならないから、事実上大幅
なコストアップとなり、実用的とはいえない。
【０００７】そこで、本発明は、このような従来技術の
未解決の課題に着目してなされたものであり、ｄＮ値≧
１００×１０4 且つ無負荷から全負荷までの負荷変動が
ある条件下で、寿命，耐焼付き性及びコストのいずれを
も満足する非真円転がり軸受を提供することを目的とす
る。
未解決の課題に着目してなされたものであり、ｄＮ値≧
１００×１０4 且つ無負荷から全負荷までの負荷変動が
ある条件下で、寿命，耐焼付き性及びコストのいずれを
も満足する非真円転がり軸受を提供することを目的とす
る。
【０００８】
【課題を解決するための手段】上記の目的を達成するた
めに、請求項１に係る本発明の非真円転がり軸受は、ｄ
Ｎ値≧１００×１０4 で且つ無負荷から全負荷までの負
荷変動がある条件下で、正のラジアルすきまを有するも
のとしたことを特徴とする。また、請求項２に係る発明
は、上記請求項１に係る発明である非真円転がり軸受に
おいて、ガスタービンのハイスピードピニオンを支承す
ることを特徴とする。
めに、請求項１に係る本発明の非真円転がり軸受は、ｄ
Ｎ値≧１００×１０4 で且つ無負荷から全負荷までの負
荷変動がある条件下で、正のラジアルすきまを有するも
のとしたことを特徴とする。また、請求項２に係る発明
は、上記請求項１に係る発明である非真円転がり軸受に
おいて、ガスタービンのハイスピードピニオンを支承す
ることを特徴とする。
【０００９】本発明にあっては、高いｄＮ値で無負荷か
ら全負荷までの負荷変動の下に、ラジアル軸受として機
能する転がり軸受として、従来の真円転がり軸受ではな
く、正のラジアルすきまとした非真円転がり軸受を採用
した。特に、ガスタービンのハイスピードピニオンを支
承するのに好適である。ここに、非真円転がり軸受と
は、内外軌道輪の少なくとも一方の軌道輪（特に外輪）
を楕円形またはおむすび形に歪ませたものである。その
ため、無負荷時において正のラジアルすきまにしても、
一部の転動体は予圧荷重を受けている。この予圧荷重を
受けている転動体を通して、保持器が公転し、その結果
無負荷の転動体も回転するので、転動体の公転すべりが
小さい。かくして、スキッディング損傷が防止される。
ら全負荷までの負荷変動の下に、ラジアル軸受として機
能する転がり軸受として、従来の真円転がり軸受ではな
く、正のラジアルすきまとした非真円転がり軸受を採用
した。特に、ガスタービンのハイスピードピニオンを支
承するのに好適である。ここに、非真円転がり軸受と
は、内外軌道輪の少なくとも一方の軌道輪（特に外輪）
を楕円形またはおむすび形に歪ませたものである。その
ため、無負荷時において正のラジアルすきまにしても、
一部の転動体は予圧荷重を受けている。この予圧荷重を
受けている転動体を通して、保持器が公転し、その結果
無負荷の転動体も回転するので、転動体の公転すべりが
小さい。かくして、スキッディング損傷が防止される。
【００１０】この種の非真円転がり軸受には、その外輪
の軌道面及び外径面の形状の組合せにより、Ａ，Ｂ，Ｃ
の三種のタイプがある。タイプＡは外径が楕円で軌道が
真円である。タイプＢは外径も軌道も共に楕円である。
タイプＣは外径が真円で軌道が楕円である。いずれも、
外輪を歪ませてころを締めつけることにより、ラジアル
予圧をかけてころ駆動力を増し、すべりを小さくするも
のである。
の軌道面及び外径面の形状の組合せにより、Ａ，Ｂ，Ｃ
の三種のタイプがある。タイプＡは外径が楕円で軌道が
真円である。タイプＢは外径も軌道も共に楕円である。
タイプＣは外径が真円で軌道が楕円である。いずれも、
外輪を歪ませてころを締めつけることにより、ラジアル
予圧をかけてころ駆動力を増し、すべりを小さくするも
のである。
【００１１】なかでもタイプＢのものは、ハウジングの
真円形の軸受保持穴に当該軸受を組み込んだとき、外輪
は軸受保持穴の真円形にならって楕円が若干もどるもの
の、なお予圧がかかる短径側外輪とハウジングとの間に
すきまが残るため、運転中の温度上昇に伴う過大荷重を
逃がすことができる余裕があり、最も多く使用される。
真円形の軸受保持穴に当該軸受を組み込んだとき、外輪
は軸受保持穴の真円形にならって楕円が若干もどるもの
の、なお予圧がかかる短径側外輪とハウジングとの間に
すきまが残るため、運転中の温度上昇に伴う過大荷重を
逃がすことができる余裕があり、最も多く使用される。
【００１２】
【発明の実施の形態】以下、本発明の実施の形態を図面
を参照して説明する。図１は、本発明の非真円円筒ころ
軸受の一実施形態の半断面図、図２はその正面図であ
る。軸受形式は、内輪１が両つば付き、外輪２がつばな
しのＮ形円筒ころ軸受であり、３は円筒ころである。保
持器は図示を省略している。内輪１は、その内径面１ａ
と軌道面１ｂとが共に真円形に形成されており、一方、
外輪２は、図２に模式的に示すようにその外径面２ａと
軌道面２ｂとが共に同一位相の非円形である楕円形に形
成されており、その楕円量が等しいＢタイプの楕円形円
筒ころ軸受である。軸受寸法は、例えば外径７２ｍｍ
（平均径），内径３５ｍｍ。ころ３は、直径１０ｍｍ，
長さ１０ｍｍ，ころ数１２個である。外輪２の楕円量
（長径Ｓ2 −短径Ｓ1 ）は０．２３ｍｍ、ラジアルすき
まは０．０２ｍｍである。
を参照して説明する。図１は、本発明の非真円円筒ころ
軸受の一実施形態の半断面図、図２はその正面図であ
る。軸受形式は、内輪１が両つば付き、外輪２がつばな
しのＮ形円筒ころ軸受であり、３は円筒ころである。保
持器は図示を省略している。内輪１は、その内径面１ａ
と軌道面１ｂとが共に真円形に形成されており、一方、
外輪２は、図２に模式的に示すようにその外径面２ａと
軌道面２ｂとが共に同一位相の非円形である楕円形に形
成されており、その楕円量が等しいＢタイプの楕円形円
筒ころ軸受である。軸受寸法は、例えば外径７２ｍｍ
（平均径），内径３５ｍｍ。ころ３は、直径１０ｍｍ，
長さ１０ｍｍ，ころ数１２個である。外輪２の楕円量
（長径Ｓ2 −短径Ｓ1 ）は０．２３ｍｍ、ラジアルすき
まは０．０２ｍｍである。
【００１３】この非真円円筒ころ軸受であるＢタイプの
楕円形円筒ころ軸受について、ラジアルすきまを＋０．
０１〜０．０４ｍｍの範囲内で種々に設定して、ラジア
ル荷重ゼロの無負荷状態で回転数４１０００ｒｐｍで運
転した場合（ｄＮ値＝３５×４１０００＝１４３．５×
１０4 ）のすべり率の測定を実施した。その結果を図３
に示す。
楕円形円筒ころ軸受について、ラジアルすきまを＋０．
０１〜０．０４ｍｍの範囲内で種々に設定して、ラジア
ル荷重ゼロの無負荷状態で回転数４１０００ｒｐｍで運
転した場合（ｄＮ値＝３５×４１０００＝１４３．５×
１０4 ）のすべり率の測定を実施した。その結果を図３
に示す。
【００１４】この場合、無負荷の状態で、ラジアルすき
ま最大＋０．０４ｍｍでも、公転すべりは小さくなって
すべり限界を遙に下回っており、それゆえスキッディン
グ損傷も発生しない。次に、上記Ｂタイプの楕円形円筒
ころ軸受を試料とし、２６７７Ｎのラジアル荷重を負荷
した状態で運転試験を実施し、軸受寿命を測定して真円
軸受の場合と比較した。その結果を図４に示す。この結
果から、負荷状態において、ラジアルすきまが同じ範囲
にある（＋０．０１〜０．０４ｍｍ）真円円筒ころ軸受
に比べて、若干の寿命低下がみられるものの、その程度
は２０％位にすぎないことがわかる。すなわち、すべり
を抑制するべく外輪を歪ませてころを締めつけラジアル
予圧をかけても、その予圧が軸受寿命へ及ぼす影響はそ
れほど大きくはないといえる。
ま最大＋０．０４ｍｍでも、公転すべりは小さくなって
すべり限界を遙に下回っており、それゆえスキッディン
グ損傷も発生しない。次に、上記Ｂタイプの楕円形円筒
ころ軸受を試料とし、２６７７Ｎのラジアル荷重を負荷
した状態で運転試験を実施し、軸受寿命を測定して真円
軸受の場合と比較した。その結果を図４に示す。この結
果から、負荷状態において、ラジアルすきまが同じ範囲
にある（＋０．０１〜０．０４ｍｍ）真円円筒ころ軸受
に比べて、若干の寿命低下がみられるものの、その程度
は２０％位にすぎないことがわかる。すなわち、すべり
を抑制するべく外輪を歪ませてころを締めつけラジアル
予圧をかけても、その予圧が軸受寿命へ及ぼす影響はそ
れほど大きくはないといえる。
【００１５】また、図４の非真円軸受のラジアルすきま
の中央値（十０．０２５ｍｍ）における軸受寿命と、先
に図８（ｂ）で説明した「ころ数標準仕様」の真円円筒
ころ軸受を、負のラジアルすきま（−０．０１〜０ｍｍ
の範囲）で用いた場合のすきま中央値（−０．００５ｍ
ｍ）における軸受寿命とを比較してみると、何れも２１
０００時間前後となり略同一である。すなわち、真円円
筒ころ軸受を負のラジアルすきまで使用した場合と本発
明の非真円円筒ころ軸受を正のラジアルすきまで使用し
た場合とで寿命の変化は殆ど無く、安定した寿命を確保
できるといえる。
の中央値（十０．０２５ｍｍ）における軸受寿命と、先
に図８（ｂ）で説明した「ころ数標準仕様」の真円円筒
ころ軸受を、負のラジアルすきま（−０．０１〜０ｍｍ
の範囲）で用いた場合のすきま中央値（−０．００５ｍ
ｍ）における軸受寿命とを比較してみると、何れも２１
０００時間前後となり略同一である。すなわち、真円円
筒ころ軸受を負のラジアルすきまで使用した場合と本発
明の非真円円筒ころ軸受を正のラジアルすきまで使用し
た場合とで寿命の変化は殆ど無く、安定した寿命を確保
できるといえる。
【００１６】以上の結果から、本発明の非真円円筒ころ
軸受を適用すると、ｄＮ値１００×１０4 以上が必要と
され、無負荷から全負荷に及ぶ広範にわたる負荷変動が
ある状況下でも、正のラジアルすきまでスキッディング
損傷を防止でき、且つ軸受寿命も実用上問題がないし、
ラジアルすきま過少による焼付きのおそれもなく、しか
も、ラジアルすきまを設定するために必要とされる軸と
内輪とのはめあい及びハウジングと外輪とのはめあいの
公差を、通常の通りに選定できるからコストの点でも有
利になるという効果が得られる。
軸受を適用すると、ｄＮ値１００×１０4 以上が必要と
され、無負荷から全負荷に及ぶ広範にわたる負荷変動が
ある状況下でも、正のラジアルすきまでスキッディング
損傷を防止でき、且つ軸受寿命も実用上問題がないし、
ラジアルすきま過少による焼付きのおそれもなく、しか
も、ラジアルすきまを設定するために必要とされる軸と
内輪とのはめあい及びハウジングと外輪とのはめあいの
公差を、通常の通りに選定できるからコストの点でも有
利になるという効果が得られる。
【００１７】なお、本実施形態の非真円円筒ころ軸受を
組み込むハウジングの軸受保持穴の形状については、真
円形でも楕円穴でもよい。図５はハウジングの真円形の
保持穴６に組み込んだ状態であり、外輪２が変形して保
持穴６と外輪外径面２ａとの間のすきまＣの分布が全周
にわたりほぼ均一になっている。一方、図６はハウジン
グの楕円形の保持穴６Ａに組み込んだ状態であり、その
軸受保持穴６Ａの楕円量Ｘ2 −Ｘ1 は、外輪２と同一位
相で、かつ自由状態での外輪２の楕円量Ｓ2 −Ｓ1 （図
２参照）より小さい。軸受保持穴６Ａに保持された状態
では、外輪２の外径面２ａと軸受保持穴６Ａとの間のす
きま分布は、上記同様に全周にわたりほぼ均一となって
いる。
組み込むハウジングの軸受保持穴の形状については、真
円形でも楕円穴でもよい。図５はハウジングの真円形の
保持穴６に組み込んだ状態であり、外輪２が変形して保
持穴６と外輪外径面２ａとの間のすきまＣの分布が全周
にわたりほぼ均一になっている。一方、図６はハウジン
グの楕円形の保持穴６Ａに組み込んだ状態であり、その
軸受保持穴６Ａの楕円量Ｘ2 −Ｘ1 は、外輪２と同一位
相で、かつ自由状態での外輪２の楕円量Ｓ2 −Ｓ1 （図
２参照）より小さい。軸受保持穴６Ａに保持された状態
では、外輪２の外径面２ａと軸受保持穴６Ａとの間のす
きま分布は、上記同様に全周にわたりほぼ均一となって
いる。
【００１８】いずれにしても、このように軸受外径面２
ａとハウジング５との間のすきま分布を均一にすると、
高速軽荷重運転におけるスキッディング損傷防止効果の
みならず、更にハウジングと軸受外径面との片当たり
によるフレッチングやかじりの現象が起こりにくくな
る、その軸受すきまにオイルを満たしてオイルダンパ
とした場合に、非円形円筒ころ軸受を用いても円形円筒
ころ軸受の場合と同等の正常なダンパ機能が得られるな
どの効果が得られる。
ａとハウジング５との間のすきま分布を均一にすると、
高速軽荷重運転におけるスキッディング損傷防止効果の
みならず、更にハウジングと軸受外径面との片当たり
によるフレッチングやかじりの現象が起こりにくくな
る、その軸受すきまにオイルを満たしてオイルダンパ
とした場合に、非円形円筒ころ軸受を用いても円形円筒
ころ軸受の場合と同等の正常なダンパ機能が得られるな
どの効果が得られる。
【００１９】続いて、本発明の非真円円筒ころ軸受の他
の実施形態として、ガスタービンのハイスピードピニオ
ンの回転軸を支承する転がり軸受に採用した場合を述べ
る。図７は、本発明の非真円円筒ころ軸受を使用したガ
スタービンのパワートランスファ機構部の概略図であ
る。従来は、この種の用途には、真円円筒ころ軸受が使
用されていたものである。
の実施形態として、ガスタービンのハイスピードピニオ
ンの回転軸を支承する転がり軸受に採用した場合を述べ
る。図７は、本発明の非真円円筒ころ軸受を使用したガ
スタービンのパワートランスファ機構部の概略図であ
る。従来は、この種の用途には、真円円筒ころ軸受が使
用されていたものである。
【００２０】図中１１は、ガスタービンにおける圧縮
機、１２はタービンで前記圧縮機１１と同一の回転軸１
３に配設している。これらは、玉軸受１４，１５で支承
されている。圧縮機１１には、回転軸１３と同軸に、減
速装置のクイルシャフト（ガスタービンから出力を取り
出す軸）１６がスプライン１７で結合されている。その
クイルシャフト１６は、ハイスピードピニオン１８を備
えると共に、両端部を一対の非真円転がり軸受１９，１
９すなわち図１，図２に示した非真円円筒ころ軸受で支
承されている。これらの非真円円筒ころ軸受１９，１９
は、いずれも運転時＋０．０１〜０．０４ｍｍのラジア
ルすきまに設定して図外のハウジングに装着されてい
る。
機、１２はタービンで前記圧縮機１１と同一の回転軸１
３に配設している。これらは、玉軸受１４，１５で支承
されている。圧縮機１１には、回転軸１３と同軸に、減
速装置のクイルシャフト（ガスタービンから出力を取り
出す軸）１６がスプライン１７で結合されている。その
クイルシャフト１６は、ハイスピードピニオン１８を備
えると共に、両端部を一対の非真円転がり軸受１９，１
９すなわち図１，図２に示した非真円円筒ころ軸受で支
承されている。これらの非真円円筒ころ軸受１９，１９
は、いずれも運転時＋０．０１〜０．０４ｍｍのラジア
ルすきまに設定して図外のハウジングに装着されてい
る。
【００２１】かくして、スタート時のみ図外の始動電動
機で圧縮機１１，タービン１２を回転駆動しつつ図外の
燃焼器から燃焼ガスを供給すれば、以後、圧縮機１１，
タービン１２，燃焼器の連動により、自動的に回転軸１
３の高速回転が維持され、スプライン１７で連結されて
いるクイルシャフト１６に伝達されて、ハイスピードピ
ニオン１８の高速回転が行われ、減速歯車２０に伝達さ
れる。このとき、クイルシャフト１６を支承している非
真円円筒ころ軸受１９，１９は、プラスのラジアルすき
まに設定されており、ｄＮ値≧１００×１０4 で且つ無
負荷から全負荷までの負荷変動がある状態の中で使用さ
れる。
機で圧縮機１１，タービン１２を回転駆動しつつ図外の
燃焼器から燃焼ガスを供給すれば、以後、圧縮機１１，
タービン１２，燃焼器の連動により、自動的に回転軸１
３の高速回転が維持され、スプライン１７で連結されて
いるクイルシャフト１６に伝達されて、ハイスピードピ
ニオン１８の高速回転が行われ、減速歯車２０に伝達さ
れる。このとき、クイルシャフト１６を支承している非
真円円筒ころ軸受１９，１９は、プラスのラジアルすき
まに設定されており、ｄＮ値≧１００×１０4 で且つ無
負荷から全負荷までの負荷変動がある状態の中で使用さ
れる。
【００２２】本実施形態によれば、このような厳しい条
件下でも、従来使用されていた真円玉軸受で問題となっ
ているスキッディング損傷は防止され、且つ軸受寿命も
問題がなく、ラジアルすきま過少による焼付きのおそれ
もない。しかも、ラジアルすきまを設定するために必要
とされる軸と内輪とのはめあい及びハウジングと外輪と
のはめあいの公差を、通常の通りに選定できるから、コ
ストの点でも有利である。
件下でも、従来使用されていた真円玉軸受で問題となっ
ているスキッディング損傷は防止され、且つ軸受寿命も
問題がなく、ラジアルすきま過少による焼付きのおそれ
もない。しかも、ラジアルすきまを設定するために必要
とされる軸と内輪とのはめあい及びハウジングと外輪と
のはめあいの公差を、通常の通りに選定できるから、コ
ストの点でも有利である。
【００２３】
【発明の効果】以上説明したように、本発明の非真円転
がり軸受は、ｄＮ値≧１００×１０4で且つ無負荷から
全負荷までの負荷変動がある条件下で正のラジアルすき
まを有するため、従来の真円転がり軸受のようなスキッ
ディング損傷が防止でき、寿命，耐焼付き性及びコスト
のいずれをも満足することができるという効果が得られ
る。
がり軸受は、ｄＮ値≧１００×１０4で且つ無負荷から
全負荷までの負荷変動がある条件下で正のラジアルすき
まを有するため、従来の真円転がり軸受のようなスキッ
ディング損傷が防止でき、寿命，耐焼付き性及びコスト
のいずれをも満足することができるという効果が得られ
る。
【図１】本発明の非真円転がり軸受の一実施形態を示す
断面図である。
断面図である。
【図２】図１の非真円転がり軸受の形状を模式的に示す
正面図である。
正面図である。
【図３】本発明の非真円転がり軸受の、無負荷状態にお
けるラジアルすきまとすべり率との関係を表した図であ
る。
けるラジアルすきまとすべり率との関係を表した図であ
る。
【図４】本発明の非真円転がり軸受の、負荷状態におけ
るラジアルすきまと寿命との関係を表した図である。
るラジアルすきまと寿命との関係を表した図である。
【図５】本発明の非真円転がり軸受を、ハウジングの真
円形の軸受保持穴に取り付けた状態を示す模式図であ
る。
円形の軸受保持穴に取り付けた状態を示す模式図であ
る。
【図６】本発明の非真円転がり軸受を、ハウジングの楕
円形の軸受保持穴に取り付けた状態を示す模式図であ
る。
円形の軸受保持穴に取り付けた状態を示す模式図であ
る。
【図７】本発明の非真円転がり軸受を、ハイスピードピ
ニオンの支承軸受としたガスタービンの模式図である。
ニオンの支承軸受としたガスタービンの模式図である。
【図８】従来の真円転がり軸受の正面図で、（ａ）はこ
ろ数半分仕様の場合、（ｂ）はころ数標準仕様の場合で
ある。
ろ数半分仕様の場合、（ｂ）はころ数標準仕様の場合で
ある。
【図９】ころ数標準仕様の真円転がり軸受を、ころ数半
分仕様にした場合の寿命の変化を示す図である。
分仕様にした場合の寿命の変化を示す図である。
【図１０】従来の真円転がり軸受を負のラジアルすきま
とした場合の、寿命時間に及ぼす変動を示す図である。
とした場合の、寿命時間に及ぼす変動を示す図である。
１ 内輪 ｌａ 内輪の内径面 ｌｂ 内輪の軌道面 ２ 外輪（楕円形） ２ａ 外輪の外径面 ２ｂ 外輪の軌道面 ３ 円筒ころ Ｓ1 外輪短径 Ｓ2 外輪長径
Claims (2)
- 【請求項１】 ｄＮ値≧１００×１０4 （ｄ；軸受内径
ｍｍ，Ｎ；回転数ｒｐｍ）で且つ無負荷から全負荷まで
の負荷変動がある条件下で、正のラジアルすきまを有す
ることを特徴とする非真円転がり軸受。 - 【請求項２】 ガスタービンのハイスピードピニオンを
支承することを特徴とする請求項１記載の非真円転がり
軸受。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2000119242A JP2001304274A (ja) | 2000-04-20 | 2000-04-20 | 非真円転がり軸受 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2000119242A JP2001304274A (ja) | 2000-04-20 | 2000-04-20 | 非真円転がり軸受 |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2001304274A true JP2001304274A (ja) | 2001-10-31 |
Family
ID=18630261
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2000119242A Pending JP2001304274A (ja) | 2000-04-20 | 2000-04-20 | 非真円転がり軸受 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP2001304274A (ja) |
Cited By (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| DE10337581A1 (de) * | 2003-08-16 | 2005-03-10 | Zahnradfabrik Friedrichshafen | Spielarmes Lager |
| WO2009047973A1 (ja) * | 2007-10-10 | 2009-04-16 | Ntn Corporation | 軸支持装置 |
| CN104827894A (zh) * | 2014-02-07 | 2015-08-12 | 本田技研工业株式会社 | 车辆用动力传递装置 |
| WO2018199016A1 (ja) * | 2017-04-26 | 2018-11-01 | Ntn株式会社 | 玉軸受 |
-
2000
- 2000-04-20 JP JP2000119242A patent/JP2001304274A/ja active Pending
Cited By (7)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| DE10337581A1 (de) * | 2003-08-16 | 2005-03-10 | Zahnradfabrik Friedrichshafen | Spielarmes Lager |
| WO2009047973A1 (ja) * | 2007-10-10 | 2009-04-16 | Ntn Corporation | 軸支持装置 |
| CN104827894A (zh) * | 2014-02-07 | 2015-08-12 | 本田技研工业株式会社 | 车辆用动力传递装置 |
| JP2015148315A (ja) * | 2014-02-07 | 2015-08-20 | 本田技研工業株式会社 | 車両用駆動力伝達装置 |
| CN104827894B (zh) * | 2014-02-07 | 2018-02-02 | 本田技研工业株式会社 | 车辆用动力传递装置 |
| WO2018199016A1 (ja) * | 2017-04-26 | 2018-11-01 | Ntn株式会社 | 玉軸受 |
| JP2018184996A (ja) * | 2017-04-26 | 2018-11-22 | Ntn株式会社 | 玉軸受 |
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Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| A977 | Report on retrieval |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007 Effective date: 20061017 |
|
| A131 | Notification of reasons for refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131 Effective date: 20070522 |
|
| A02 | Decision of refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A02 Effective date: 20071002 |