JP2009156333A

JP2009156333A - 回転機械の軸受装置

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Publication number: JP2009156333A
Application number: JP2007334528A
Authority: JP
Inventors: Akihiro Ueda; 朗弘上田
Original assignee: IHI Corp
Current assignee: IHI Corp
Priority date: 2007-12-26
Filing date: 2007-12-26
Publication date: 2009-07-16

Abstract

【課題】高振動数域の自励振動における固有振動数を低下させ、騒音の低減を図り得る回転機械の軸受装置を提供する。
【解決手段】過給機等の浮動ブッシュ型滑り軸受７、８は、軸６と軸受７、８の間および軸受７，８とハウジング４の間の隙間に潤滑油を供給し、油膜を介して軸６が回転する。この油膜の挙動や揺れに起因する自励振動を低減するため、高周波数域の自励振動による固有振動数を低下させ、騒音の低減を図る。具体的には、コンプレッサ側浮動ブッシュ軸受８の内側軸受幅Ｌｃをタービン側浮動ブッシュ軸受７の内側軸受幅Ｌｔよりも小さくし、Ｌｔ＞Ｌｃとする。
【選択図】図２

Description

本発明は、回転機械の軸受装置に関するものである。

一般に、過給機等の高速回転機械で用いられている軸受構造として、浮動ブッシュ型の滑り軸受（浮動ブッシュ軸受）を備えるものが知られている。

前記軸受構造は、回転軸とハウジングとの間に浮動ブッシュを回転可能に配設してなる構成を有し、軸と軸受との隙間及び軸受とハウジングとの隙間にはそれぞれ潤滑油供給源から潤滑油が供給されるようになっている。

そして、前記浮動ブッシュ軸受を備える軸受構造では、軸受の内周面及び外周面に潤滑油による油膜が形成され、軸受の内側で油膜を介して軸が回転し、その軸の回転に連れて軸受が回転運動するようになっている。

一方、前記浮動ブッシュ軸受の課題としては、軸の自励振動が挙げられる。該自励振動は、軸と軸受との隙間にある油膜の挙動や軸心の揺れ等に応じて生じ、騒音、軸受損傷の原因となっているが、その中でも特に高振動数域の自励振動が騒音の発生原因となり問題となっている。

尚、従来の回転機械の軸受装置において振動抑制のための一般的技術水準を示すものとしては、例えば、特許文献１がある。
特開２００６−１７７４８７号公報

しかしながら、従来の回転機械の軸受装置において自励振動を充分に抑えることは難しかった。

本発明は、斯かる実情に鑑み、高振動数域の自励振動における固有振動数を低下させ、騒音の低減を図り得る回転機械の軸受装置を提供しようとするものである。

本発明は、タービンハウジングとコンプレッサハウジングとの間に軸受ハウジングが設けられ、前記タービンハウジング内に配設されるタービンロータのロータ軸が前記軸受ハウジング内を貫通してコンプレッサハウジング側へ延びるようタービン側浮動ブッシュ軸受とコンプレッサ側浮動ブッシュ軸受とにより回転自在に支持され、前記ロータ軸の反タービンロータ側の端部にコンプレッサインペラが前記コンプレッサハウジング内に配設されるよう嵌着された回転機械の軸受装置において、
前記コンプレッサ側浮動ブッシュ軸受の内側軸受幅Ｌｃを前記タービン側浮動ブッシュ軸受の内側軸受幅Ｌｔよりも小さくしたことを特徴とする回転機械の軸受装置にかかるものである。

上記手段によれば、以下のような作用が得られる。

前述の如く、前記コンプレッサ側浮動ブッシュ軸受の内側軸受幅Ｌｃを前記タービン側浮動ブッシュ軸受の内側軸受幅Ｌｔよりも小さくすると、コンプレッサ側浮動ブッシュ軸受が有する油膜によるバネ定数が、タービン側浮動ブッシュ軸受が有する油膜によるバネ定数より小さくなるため、たとえ、異質材料で構成されるタービンロータとコンプレッサインペラの重量差に伴いタービン側浮動ブッシュ軸受とコンプレッサ側浮動ブッシュ軸受に作用する荷重に差が生じていたとしても、軸受荷重の大きいタービン側浮動ブッシュ軸受に対するロータ軸の偏心率が大きくならず、タービン側浮動ブッシュ軸受とコンプレッサ側浮動ブッシュ軸受との間で釣合いが保たれ、高振動数域の自励振動における固有振動数が低くなり、騒音の低減が可能となる。

前記回転機械の軸受装置においては、０．７≧Ｌｃ／Ｌｔ≧０．５とすることが、高振動数域の自励振動における固有振動数減少値と減衰比改善値の検証結果に基づき、自励振動の発生を充分に抑制する上で有効となる。

本発明の回転機械の軸受装置によれば、高振動数域の自励振動における固有振動数を低下させ、騒音の低減を図り得るという優れた効果を奏し得る。

以下、本発明の実施の形態を添付図面を参照して説明する。

図１は本発明を実施する形態の一例における軸受装置を有する過給機（ターボチャージャ）の全体構成を示す断面図であって、該過給機１は、タービンハウジング２とコンプレッサハウジング３との間に軸受ハウジング４が設けられ、前記タービンハウジング２内に配設されるタービンロータ５のロータ軸６が前記軸受ハウジング４内を貫通してコンプレッサハウジング３側へ延びるようタービン側浮動ブッシュ軸受７とコンプレッサ側浮動ブッシュ軸受８、及びスラストベアリング９により回転自在に支持され、前記ロータ軸６の反タービンロータ５側の端部にコンプレッサインペラ１０が前記コンプレッサハウジング３内に配設されるよう嵌着された構成を有している。

前記軸受ハウジング４には、図１〜図３に示す如く、タービン側浮動ブッシュ軸受７とコンプレッサ側浮動ブッシュ軸受８、及びスラストベアリング９に潤滑油を供給する給油流路１１が形成されている。

ここで、一般に、前記ロータ軸６の一端部に配設されるタービンロータ５は、耐熱性が要求されることから鉄系の材質を用い、前記ロータ軸６の他端部に配設されるコンプレッサインペラ１０は、アルミニウム合金等の材質（鉄系の材質に比べ比重が小さい）を使用しているので、コンプレッサ側浮動ブッシュ軸受８に作用する荷重は、タービン側浮動ブッシュ軸受７に作用する荷重に比べ小さい。

しかしながら、従来の場合、前記タービン側浮動ブッシュ軸受７の内側軸受幅Ｌｔと前記コンプレッサ側浮動ブッシュ軸受８の内側軸受幅Ｌｃは、
Ｌｔ＝Ｌｃ
とされ、タービン側浮動ブッシュ軸受７が有する油膜によるバネ定数とコンプレッサ側浮動ブッシュ軸受８が有する油膜によるバネ定数とが等しくなっているため、軸受荷重の大きいタービン側浮動ブッシュ軸受７に対するロータ軸６の偏心率が大きくなり、タービン側浮動ブッシュ軸受７とコンプレッサ側浮動ブッシュ軸受８との間で不釣合いが生じて、自励振動が発生することが本発明者の研究により明らかとなった。

そこで、本発明者は、図２に示す如く、前記コンプレッサ側浮動ブッシュ軸受８の内側軸受幅Ｌｃを前記タービン側浮動ブッシュ軸受７の内側軸受幅Ｌｔよりも小さくし、
Ｌｔ＞Ｌｃ
とすることが有効であると考え、各種検証実験を行った。

先ず、一般的な過給機等の回転機械においては、図４に示す如く、低振動数域の自励振動と、高振動数域の自励振動といった二種類の振動数域の自励振動が発生するが、人間の感覚として高振動数域の自励振動の方が耳障りであるので、高振動数域の自励振動における固有振動数を低くすることができれば、人間が不快と感じる音が低減されることとなる。

一方、Ｌｃ／Ｌｔの値を１．０〜０．２まで変化させた場合、横軸にロータ軸６の軸回転数を取り、縦軸に固有振動数を取ると、高振動数域の自励振動における固有振動数の変化は、図５に示すようになり、Ｌｃ／Ｌｔの値を小さくするにつれて固有振動数が小さくなることが確認された。但し、Ｌｃ／Ｌｔの値を１．０〜０．２まで変化させた場合に、軸回転数が２０００００ｒｐｍの時、Ｌｃ／Ｌｔ＝１．０を基準とした高振動数域の自励振動における固有振動数減少値をプロットすると、図６に示すようになり、この図６からも明らかなように、Ｌｃ／Ｌｔ＝０．５とＬｃ／Ｌｔ＝０．２との間で、高振動数域の自励振動における固有振動数減少値に大きな違いはないことから、Ｌｃ／Ｌｔを０．５より小さくしても効果的にあまり差があるとは言えない。

又、Ｌｃ／Ｌｔの値を１．０〜０．２まで変化させた場合、横軸にロータ軸６の軸回転数を取り、縦軸に減衰比を取ると、高振動数域の自励振動における減衰比の変化は、図７に示すようになる。ここで、減衰比とは、軸の安定・不安定を判別する値で軸振動解析の解析結果として出力されるものであり、減衰比が負で軸は不安定となり、負の値の絶対値が大きいほど不安定さが増すと言える。そして、Ｌｃ／Ｌｔの値を１．０〜０．２まで変化させた場合に、軸回転数が２０００００ｒｐｍの時、Ｌｃ／Ｌｔ＝１．０を基準とした高振動数域の自励振動における減衰比改善値をプロットすると、図８に示すようになり、Ｌｃ／Ｌｔ＝０．９やＬｃ／Ｌｔ＝０．８では、減衰比に改善は見られず逆に悪くなっているが、Ｌｃ／Ｌｔを０．７以下とすれば、高振動数域の自励振動における減衰比を改善させ、ロータ軸６の安定さを増すことが可能となる。

前記高振動数域の自励振動における固有振動数減少値と減衰比改善値の検証結果に基づき、
０．７≧Ｌｃ／Ｌｔ≧０．５
とすることが自励振動の発生を充分に抑制する上で有効となる。

従って、本図示例のように、前記コンプレッサ側浮動ブッシュ軸受８の内側軸受幅Ｌｃを前記タービン側浮動ブッシュ軸受７の内側軸受幅Ｌｔよりも小さくし、
Ｌｔ＞Ｌｃ
とすると、コンプレッサ側浮動ブッシュ軸受８が有する油膜によるバネ定数が、タービン側浮動ブッシュ軸受７が有する油膜によるバネ定数より小さくなるため、たとえ、異質材料で構成されるタービンロータ５とコンプレッサインペラ１０の重量差に伴いタービン側浮動ブッシュ軸受７とコンプレッサ側浮動ブッシュ軸受８に作用する荷重に差が生じていたとしても、軸受荷重の大きいタービン側浮動ブッシュ軸受７に対するロータ軸６の偏心率が大きくならず、タービン側浮動ブッシュ軸受７とコンプレッサ側浮動ブッシュ軸受８との間で釣合いが保たれ、高振動数域の自励振動における固有振動数が低くなり、騒音の低減が可能となる。

こうして、高振動数域の自励振動における固有振動数を低下させ、騒音の低減を図り得る。

尚、本発明の回転機械の軸受装置は、上述の図示例にのみ限定されるものではなく、タービン側浮動ブッシュ軸受とコンプレッサ側浮動ブッシュ軸受としてはフル・フローティングタイプ或いはセミ・フローティングタイプのいずれの軸受にも適用可能なこと等、その他、本発明の要旨を逸脱しない範囲内において種々変更を加え得ることは勿論である。

本発明を実施する形態の一例における軸受装置を有する過給機（ターボチャージャ）の全体構成を示す断面図である。本発明を実施する形態の一例におけるタービン側浮動ブッシュ軸受とコンプレッサ側浮動ブッシュ軸受を模式的に示す断面図である。図２のＩＩＩ−ＩＩＩ断面相当図である。一般的な回転機械において発生する低振動数域の自励振動と高振動数域の自励振動とを示す線図である。Ｌｃ／Ｌｔの値を１．０〜０．２まで変化させた場合の高振動数域の自励振動における固有振動数の変化を示す線図である。Ｌｃ／Ｌｔの値を１．０〜０．２まで変化させた場合に、軸回転数が２０００００ｒｐｍの時、Ｌｃ／Ｌｔ＝１．０を基準とした高振動数域の自励振動における固有振動数減少値を示すプロット図である。Ｌｃ／Ｌｔの値を１．０〜０．２まで変化させた場合の高振動数域の自励振動における減衰比の変化を示す線図である。Ｌｃ／Ｌｔの値を１．０〜０．２まで変化させた場合に、軸回転数が２０００００ｒｐｍの時、Ｌｃ／Ｌｔ＝１．０を基準とした高振動数域の自励振動における減衰比改善値を示すプロット図である。

符号の説明

１過給機（回転機械）
２タービンハウジング
３コンプレッサハウジング
４軸受ハウジング
５タービンロータ
６ロータ軸
７タービン側浮動ブッシュ軸受
８コンプレッサ側浮動ブッシュ軸受
１０コンプレッサインペラ
１１給油流路
Ｌｔタービン側浮動ブッシュ軸受の内側軸受幅
Ｌｃコンプレッサ側浮動ブッシュ軸受の内側軸受幅

Claims

タービンハウジングとコンプレッサハウジングとの間に軸受ハウジングが設けられ、前記タービンハウジング内に配設されるタービンロータのロータ軸が前記軸受ハウジング内を貫通してコンプレッサハウジング側へ延びるようタービン側浮動ブッシュ軸受とコンプレッサ側浮動ブッシュ軸受とにより回転自在に支持され、前記ロータ軸の反タービンロータ側の端部にコンプレッサインペラが前記コンプレッサハウジング内に配設されるよう嵌着された回転機械の軸受装置において、
前記コンプレッサ側浮動ブッシュ軸受の内側軸受幅（Ｌｃ）を前記タービン側浮動ブッシュ軸受の内側軸受幅（Ｌｔ）よりも小さくしたことを特徴とする回転機械の軸受装置。
０．７≧Ｌｃ／Ｌｔ≧０．５とした請求項１記載の回転機械の軸受装置。