JP2018135973A - 軸受装置及び回転機械 - Google Patents

Abstract

【課題】運転時の性能維持を図ることができる軸受装置及び回転機械を提供する。【解決手段】軸線Ｏ回りに回転する回転軸１０の外周面を、油膜を介して支持するパッド面６２を有する軸受パッド６０と、軸受パッド６０を外周側からピボット位置Ｐ２で揺動可能に支持する支持部と、を備え、回転軸１０の曲率半径をＲｊとし、パッド面６２の曲率半径をＲｐとし、軸線Ｏを中心とし該中心とパッド面６２におけるピボット位置Ｐ２との距離を半径とする基準円Ｓの曲率半径をＲｂとした際に、Ｒｊ＜Ｒｐ＜Ｒｂの関係が成立する。【選択図】図３

Description

本発明は、軸受装置及び回転機械に関する。

例えば蒸気タービン、ガスタービン、コンプレッサ等に用いられる軸受装置が知られている（例えば特許文献１参照）。軸受装置は、回転軸の周方向に離間して配置された複数の軸受パッドを備えている。
このような軸受装置として、ティルティングパッド軸受が知られている。ティルティングパッド軸受では、各軸受パッドが外周側からピボット（支持部）によって揺動可能に支持されている。回転軸とパッド面との間には、潤滑油の油膜が形成されている。

特開２０１０−２０３４８１号公報

ところで、特にパッド面への回転軸からの荷重が大きい高面圧、かつ回転軸の回転数が大きい高周速のティルティングパッド軸受では、荷重を支持する軸受パッドに弾性変形及び熱変形が生じる。そのため、各軸受パッドのパッド面は、加工時よりも曲率半径が大きくなる。即ち、湾曲するパッド面が開くように変形する。
これにより回転軸とパッド面の隙間が大きくなると、負荷能力の低減（メタル温度高、油膜厚さ小）や減衰性の低減が生じ、さらにパッド面が必要とする潤滑油の流量の増大を招く。したがって、軸受装置としての性能低下が引き起こされてしまう。

本発明は上記課題に鑑みてなされたものであって、運転時の性能維持を図ることができる軸受装置及び回転機械を提供することを目的とする。

本発明は、上記課題を解決するため、以下の手段を採用している。
即ち、本発明の第一態様に係る軸受装置は、軸線回りに回転する回転軸の外周面を、油膜を介して支持するパッド面を有する軸受パッドと、前記軸受パッドを外周側からピボット位置で揺動可能に支持する支持部と、を備え、前記回転軸の曲率半径をＲｊとし、前記パッド面の曲率半径をＲｐとし、前記軸線を中心とし該中心と前記パッド面における前記ピボット位置との距離を半径とする基準円の曲率半径をＲｂとした際に、Ｒｊ＜Ｒｐ＜Ｒｂの関係が成立する。

ここで、仮にパッド面の曲率半径が基準円と同一の場合、運転時にパッド面に弾性変形及び熱変形が生じ、湾曲が開くように変形する。これによって、パッド面の曲率半径が基準円よりも大きくなると、パッド面と回転軸との隙間の寸法が過大となり、軸受としての性能が低下する。
一方、本発明では、当初からパッド面の曲率半径が基準円よりも小さく形成されているため、弾性変形及び熱変形が生じたとしても、基準円よりも過大に開いてしまうことを抑制できる。また、パッド面の曲率半径は回転軸の曲率半径よりも大きいため、弾性変形及び熱変形が起こっていない運転初期であっても、回転軸との間に適切な隙間を形成することができる。

上記軸受装置では、前記パッド面と前記回転軸の外周面との隙間の寸法が、前記ピボット位置で最大となってもよい。

パッド面のピボット位置は、外周側から支持部によって支持されているため、軸受パッドの弾性変形及び熱変形の影響を受けにくく、回転軸との間の隙間の寸法はほとんど変化しない。一方、当該ピボット位置から離れる程、軸受パッドは弾性変形及び熱変形の影響により変形し易くなる。よって、ピボット位置での回転軸との隙間の寸法を最大としておくことで、運転時の上記隙間を軸受パッド全体として最適化することができる。

上記軸受装置では、前記パッド面と前記回転軸の外周面との隙間の寸法が、前記ピボット位置から周方向に離間するに従って漸次小さくなってもよい。

軸受パッドは、ピボット位置から周方向に離れている部分ほど、弾性変形及び熱変形の影響により変形し易くなる。したがって、ピボット位置から周方向に離間するにしたがって回転軸との隙間寸法が小さくされていることで、運転時の上記隙間を軸受パッド全体としてより最適化することができる。

上記軸受装置では、前記基準円に沿って延びるガイド面を有するガイドメタルをさらに備え、前記ガイドメタルと前記回転軸の外周面との隙間の寸法は、前記ピボット位置での前記パッド面と前記回転軸の外周面との隙間の寸法に等しくてもよい。

ガイド面と回転軸との隙間、及びピボット位置でのパッド面と回転軸とを同一としてこれらの隙間を基準とし、パッド面におけるピボット位置以外の部分での隙間を当該基準よりも小さくすることで、運転時の軸受パッド全体としての隙間をより適正に管理することができる。

上記軸受装置では、前記ピボット位置は、前記パッド面の周方向の中央よりも前記回転軸の回転方向前方側に位置しており、前記パッド面における前記ピボット位置よりも回転方向後方側の部分である上流側パッド面の曲率半径をＲｐ１とし、前記パッド面における前記ピボット位置よりも回転方向前方側の部分である下流側パッド面の曲率半径をＲｐ２とした際に、Ｒｐ１＜Ｒｐ２の関係が成立してもよい。

軸受パッドは、ピボット位置から周方向に離間する程、パッド面が変形して開きやすくなる。そのため、ピボット位置から周方向端部までの距離が大きい上流側パッド面の曲率半径を、ピボット位置から周方向端部までの距離が小さい下流側パッド面の曲率半径よりも小さくすることで、上流側パッド面が極端に開いてしまうことを回避できる。

上記軸受装置では、前記軸受パッドは、互いに異なる周方向位置に二つが設けられており、これら二つの軸受パッドのうち、前記回転軸からの荷重が大きい一方の軸受パッドの曲率半径をＲｐＡとし、前記回転軸からの荷重が小さい他方の軸受パッドの曲率をＲｐＢとした際に、ＲｐＡ＜ＲｐＢの関係が成立してもよい。

複数の軸受パッドがある場合には、より荷重が大きくかかる方の弾性変形及び熱変形が大きくなる。したがって、荷重が大きくなる軸受パッドの曲率半径を荷重が比較的小さい軸受パッドの曲率半径よりも小さくすることで、軸受装置全体としての軸受パッドと回転軸との隙間管理をより適切に行うことができる。

本発明の第二態様に係る回転機械は、前記回転軸と、該回転軸を前記軸線回りに回転可能に支持する上記いずれかの軸受装置を備える。

本発明の軸受装置及び回転機械によれば、運転時の性能維持を図ることができる。

第一実施形態に係るジャーナル軸受を備えた蒸気タービンの模式的な縦断面図である。 第一実施形態に係るジャーナル軸受の軸線に直交する断面図である。 第一実施形態に係るジャーナル軸受の軸線に直交する模式的な断面図である。 軸受パッドと回転軸の外周面との隙間における隙間と圧力の変化を示すグラフであって、横軸を回転方向の位置とし、縦軸を隙間又は圧力の大きさとしたグラフである。 第二実施形態に係るジャーナル軸受のパッド面の軸線に直交する模式的な断面図である。 第三実施形態に係るジャーナル軸受の軸線に直交する模式的な断面図である。

以下、本発明に係る第一実施形態について図１から図４を参照して説明する。
図１に示すように、本発明の第一実施形態に係る蒸気タービン１（回転機械）は、蒸気のエネルギーを回転動力として取り出す外燃機関であって、発電所における発電機等に用いられるものである。

蒸気タービン１は、タービンケーシング２と、該タービンケーシング２を貫通するように軸線Ｏに沿って延びる回転軸１０と、タービンケーシング２に保持された静翼３と、回転軸１０に設けられた動翼４と、回転軸１０を軸線Ｏ回りに回転可能に支持する軸受部２０とを備えている。
軸受部２０は、スラスト軸受２１及びジャーナル軸受３０（軸受装置）を備えており、回転軸１０を回転可能に支持している。

回転軸１０は、軸線Ｏを中心として延びる円柱形状をなしている。回転軸１０は、タービンケーシング２に対して軸線Ｏ方向に延在している。回転軸１０の一部には、スラストカラー１１が形成されている。スラストカラー１１は、軸線Ｏを中心として円板形状をなしており、フランジ状をなすように回転軸１０の本体から回転軸１０の径方向外側に一体的に張り出している。スラスト軸受２１は、スラストカラー１１を軸線Ｏ方向両側から摺動可能に支持している。

このような蒸気タービン１では、タービンケーシング２内に導入される蒸気が静翼３及び動翼４の間の流路を通過する。この際、蒸気が動翼４を回転させることで該動翼４に伴って回転軸１０が回転し、該回転軸１０に接続された発電機等の機械に動力（回転エネルギー）が伝達される。

次に、本実施形態の軸受装置であるジャーナル軸受３０について、図２を参照して説明する。ジャーナル軸受３０は、キャリアリング３１、ガイドメタル４０、ピボット５０（支持部）、軸受パッド６０及び潤滑油供給ノズル７０を備えている。

キャリアリング３１は、回転軸１０を外周側から囲う筒状をなす部材である。キャリアリング３１は例えば上半部及び下半部に分かれた二つの部材をボルト等で結合することによって構成されている。キャリアリング３１の円筒状の中心軸線は、上記軸線Ｏに一致している。キャリアリング３１と回転軸１０の外周面との間には、空間が形成されている。

ガイドメタル４０は、キャリアリング３１の内周面の上半部に固定されている。ガイドメタル４０は、回転軸１０の荷重を支持するものではなく、回転軸１０の飛び上がりを防ぐために設けられている。
ガイドメタル４０は、キャリアリング３１の内周面に周方向に延びる円弧状の部材である。ガイドメタル４０は、外周面がキャリアリング３１に固定され、内周面が回転軸１０の外周面に隙間をあけて対向する対向面４１とされている。ガイドメタル４０の対向面４１は軸線Ｏ方向から見て、該軸線Ｏを中心とした円弧状をなしている。ガイドメタル４０は、軸線Ｏ方向に間隔をあけて複数（例えば一対）が設けられている。

ピボット５０は、キャリアリング３１の内周面の下半部に周方向に間隔をあけて一対が設けられている。ピボット５０は、キャリアリング３１の内周面から突出するように形成されている。ピボット５０の先端、即ち、径方向内側の端部は半球面状をなしている。ピボット５０は、軸受パッド６０を揺動可能に支持する役割を有する。

軸受パッド６０は、回転軸１０の周方向に間隔をあけて互いに異なる周方向位置に、ピボット５０と対応するように該ピボット５０と同数が設けられている。各軸受パッド６０は、回転軸１０の軸線Ｏに直交する断面視において円弧状をなし、かつ、径方向の寸法が一様な湾曲板形状をなしている。軸受パッド６０における径方向外側を向く外周面は、上記ピボット５０の先端によって支持される裏面６１とされている。ピボット５０の先端が半球状をなしているため、軸受パッド６０はピボット５０の先端を支点として揺動可能とされている。これにより、いわゆるディルティング機構が構成されている。軸受パッド６０の裏面６１におけるピボット５０による支持箇所は点接触するピボット点Ｐ１とされている。

軸受パッド６０の内周面は、回転軸１０に対向するパッド面６２とされている。パッド面６２と回転軸１０との間に潤滑油が介在されることで、パッド面６２は当該潤滑油を介して回転軸１０の外周面を摺動可能に支持している。パッド面６２は、軸線Ｏ方向から見て径方向外側に凹む円弧状をなしており、当該円弧形状を維持したまま軸線Ｏ方向に延在している。
軸受パッド６０は、外周側の部分が鋼材等から形成された基部とされており、当該基部の内周側にホワイトメタルが積層されている。パッド面６２はホワイトメタルによって形成されている。

潤滑油供給ノズル７０は、軸受パッド６０と回転軸１０との間に潤滑油を供給する役割を有する。潤滑油供給ノズル７０は、各軸受パッド６０における回転軸１０の回転方向Ｔ後方側に設けられている。潤滑油供給ノズル７０は、外部から供給される潤滑油を回転方向Ｔ前方側に向かって吐出する。

ここで、図３の模式図を参照して本実施形態のジャーナル軸受３０の詳細について説明する。
ガイドメタル４０の対向面４１の曲率半径をＲｂとすると、ガイドメタル４０の対向面４１は周方向全域にわたって曲率半径Ｒｂで延在している。ガイドメタル４０の曲率半径Ｒｂの中心は、軸線Ｏに一致している。

回転軸１０の曲率半径をＲｊとする。回転軸１０の曲率半径Ｒｊの中心は軸線Ｏに一致する。そのため、ガイドメタル４０の対向面４１と回転軸１０の外周面との間には、周方向の対向範囲全域にわたって径方向の隙間Ｃｒが形成されている。

軸受パッド６０のパッド面６２におけるピボット点Ｐ１に対応する箇所をピボット位置Ｐ２とする。即ち、軸受パッド６０のパッド面６２及び外周面のうち、同一の周方向の割合位置が互いに対応する箇所である。例えば、ピボット点Ｐ１が軸受パッド６０の裏面６１の全長のうち回転方向Ｔ前方側から６０％の位置にあれば、軸受パッド６０のパッド面６２における回転方向Ｔ前方側から６０％の位置がピボット位置Ｐ２である。図３のように、軸受パッド６０を厚さのない線分として模式的に描けば、ピボット点Ｐ１とピボット位置Ｐ２は同一の箇所となる。

ピボット位置Ｐ２でのパッド面６２と回転軸１０の外周面との隙間は、ガイドメタル４０の対向面４１と回転軸１０の外周面との隙間と同一に設定されており、即ち、隙間Ｃｒに設定されている。この隙間Ｃｒは、組立時の隙間である組立隙間に相当する。即ち、組立時には、軸受パッド６０のピボット位置Ｐ２での回転軸１０との隙間、ガイドメタル４０と回転軸１０との隙間は、同一の隙間Ｃｒとなるように設定されている。

パッド面６２の曲率半径をＲｐとする。パッド面６２の曲率半径Ｒｐの中心位置は、回転軸１０の軸線Ｏと一致せず、当該軸線Ｏからずれて配置されている。本実施形態では、軸受パッド６０のパッド面６２の曲率半径Ｒｐの中心は、軸線Ｏよりも下方かつそれぞれの軸受パッド６０側にずれた位置とされている。

ここで、軸線Ｏを中心とするとともに、該軸線Ｏとパッド面６２におけるピボット位置Ｐ２との距離を半径とする円を基準円Ｓとする。本実施形態では、ガイドメタル４０の対向面４１は基準円Ｓに一致しており、基準面の曲率半径は、ガイドメタル４０と同様のＲｂとされている。換言すれば、ガイドメタル４０の対向面４１の曲率半径は、基準円Ｓの曲率半径に一致するように設定されている。

ここで本実施形態では、回転軸１０の外周面の曲率半径Ｒｊ、パッド面６２の曲率半径Ｒｐ及び基準円Ｓ（ガイドメタル４０）の曲率半径Ｒｂには、Ｒｊ＜Ｒｐ＜Ｒｂの関係が成立している。
また、パッド面６２と回転軸１０の外周面との隙間の寸法は、軸線Ｏ方向からみてピボット位置Ｐ２で最大となっている。即ち、ピボット位置Ｐ２における隙間Ｃｒが、パッド面６２と回転軸１０の外周面との間での最大の隙間寸法となる。
さらに、パッド面６２と回転軸１０の外周面との隙間寸法は、ピボット位置Ｐ２から周方向に離間するにしたがって漸次小さくなっている。したがって、ピボット位置Ｐ２から回転方向Ｔ前方側又は回転方向Ｔ後方側に向かうに従って、パッド面６２は回転軸１０の外周面に近接していく。即ち、パッド面６２は、基準円Ｓよりもその湾曲度合が閉じた形状をなしている。
なお、上記のような曲率半径及び隙間の設定は、いずれも設計時・組立時（非運転時）のものである。

次に本実施形態のジャーナル軸受３０の作用効果について説明する。回転軸１０の回転時、即ち、蒸気タービン１の運転時には、潤滑油供給ノズル７０から潤滑油が供給されることで、軸受パッド６０のパッド面６２と回転軸１０の外周面との間に油膜が形成される。この油膜によって、軸受パッド６０には回転軸１０を支持することによる荷重による圧力が図４に示すグラフのように生じる。即ち。軸受パッド６０と回転軸１０との間で適正な隙間が形成されていれば、当該隙間は潤滑油の入口側から出口側に向かって、即ち、回転方向Ｔ前方側に向かって徐々に小さくされている。そして、回転軸１０を支持することによる圧力は、入口からから徐々に増加していき、ピボット点Ｐ１の後方側でピークをなし、その後、出口に向かって小さくなる。

ここで、特に回転軸１０からの荷重が大きい場合には、軸受パッド６０に高面圧が付与されることになる。また、回転数が大きい場合には、摩擦による入熱が大きくなる。このような場合には、回転軸１０の荷重を支持する軸受パッド６０に弾性変形及び熱変形が生じる。このような変形は、軸受パッド６０のパッド面６２が開く方向の変形、即ち、パッド面６２の軸線Ｏ方向から見た場合の曲率半径が大きくなる変形となる。仮にパッド面６２の曲率半径をガイドメタル４０と同様に基準円Ｓと同一の値とした場合には、当該変形によりパッド面６２の曲率半径は基準円Ｓよりも大きくなってしまう。即ち、パッド面６２と回転軸１０との隙間の寸法が当初意図した値よりも過大となってしまう。その結果、負荷能力の低減や減衰性の低減が生じ、さらにパッド面６２が必要とする潤滑油の流量の増大を招く。

これに対して、本実施形態では、回転軸１０の外周面の曲率半径Ｒｊ、パッド面６２の曲率半径Ｒｐ及び基準円Ｓ（ガイドメタル４０）の曲率半径Ｒｂには、Ｒｊ＜Ｒｐ＜Ｒｂの関係が成立している。
即ち、本実施形態では、設計時・組立時の当初からパッド面６２の曲率半径が基準円Ｓよりも小さく形成されているため、弾性変形及び熱変形が生じたとしても、基準円Ｓよりも開いてしまうことを抑制できる。これによって、運転時であってもパッド面６２と回転軸１０との間に適切な隙間を維持することができ、高面圧を実現することができる。即ち、運転時であっても、従来相当の隙間を維持することができる。
また、パッド面６２の曲率半径は回転軸１０の曲率半径よりも大きいため、弾性変形及び熱変形が起こっていない運転初期であっても、回転軸１０との間に適切な隙間を形成することができる。
以上から、運転時のジャーナル軸受３０の性能維持を図ることができる。

ここで、パッド面６２のピボット位置Ｐ２の箇所は、外周側からピボット５０によって支持されているため、弾性変形及び熱変形の影響を受けにくい。そのため、運転時であっても、回転軸１０との間の隙間の寸法はほとんど変化しない。
一方、当該ピボット位置Ｐ２から周方向に離れる程、軸受パッド６０は弾性変形及び熱変形の影響により変形し易くなる。即ち、剛に支持されたピボット位置Ｐ２から遠ざかる程、変形が起き易くなる。

本実施形態では、ピボット位置Ｐ２での回転軸１０との隙間の寸法が最大とされているため、当該ピボット位置Ｐ２から離れた箇所での回転軸１０との隙間はピボット位置Ｐ２に比べて小さい。そのため、変形が生じた際には、パッド面６２におけるピボット位置Ｐ２から離れた箇所が回転軸１０から過大に離れてしまうことを抑制できる。そのため、パッド面６２全体として、回転軸１０との隙間管理を適正に行うことができ、運転時における軸受パッド６０全体での隙間を最適化することができる。

また、特に本実施形態では、ピボット位置Ｐ２から周方向に離間するにしたがって回転軸１０との隙間寸法が小さくされている。そのため、運転時の変形によって回転時から大きく離間したしまう部分程、非運転時に回転軸１０に近づけておくことで、運転時の隙間を軸受パッド６０全体としてより最適化することができる。

そして、本実施形態では、ガイド面と回転軸１０との隙間、及びピボット位置Ｐ２でのパッド面６２と回転軸１０とを同一としてこれらの隙間を基準としている。当該基準を前提として、パッド面６２におけるピボット位置Ｐ２以外の部分での隙間を当該基準よりも小さくすることで、運転時の軸受パッド６０全体としての隙間をより適正に管理することができる。
また、ガイドメタル４０と回転軸１０との隙間の寸法や軸受パッド６０の組み立て時の隙間はＣｒに設定されており、即ち、従来相当から変更されていないため、隙間減少による油膜温度の上昇は抑えることができる。

次に本発明の第二実施形態について図５を参照して説明する。第二実施形態で第一実施形態と同様の構成要素には同様の符号を付して詳細な説明を省略する。
第二実施形態は、軸受パッド６０の構成について第一実施形態と相違する。即ち、第二実施形態の軸受パッド６０は、第一実施形態同様の裏面６１を有しており、当該裏面６１がピボット５０により支持されている。ピボット５０による支持箇所は、軸受パッド６０の周方向の中央よりも回転方向Ｔ前方側とされている。したがって、ピボット点Ｐ１及びピボット位置Ｐ２は軸受パッド６０の周方向中央よりも回転方向Ｔ前方側の箇所となる。

第二実施形態の軸受パッド６０のパッド面６２は、ピボット位置Ｐ２を境界として上流側パッド面６３と下流側パッド面６４とに分かれている。即ち、パッド面６２におけるピボット５０位置よりも回転方向Ｔ後方側の領域が上流側パッド面６３であり、パッド面６２におけるピボット５０位置よりも下流側の領域が下流側パッド面６４である。上流側パッド面６３は、ピボット位置Ｐ２から周方向の端部（回転方向Ｔ後方側、上流側の端部）までの距離が相対的に長く、下流側パッド面６４は、ピボット位置Ｐ２から周方向の端部（回転方向Ｔ前方側、下流側の端部）までの距離が短い。
本実施形態では、上流側パッド面６３の曲率半径をＲｐ１とし、下流側パッド面６４の曲率半径をＲｐ２とすると、本実施形態では、Ｒｐ１＜Ｒｐ２の関係が成立している。

軸受パッド６０は、ピボット位置Ｐ２から周方向に離間する程、パッド面６２が変形して開きやすくなる。そのため、ピボット位置Ｐ２から周方向端部までの距離が大きい上流側パッド面６３の曲率半径を、ピボット位置Ｐ２から周方向端部までの距離が小さい下流側パッド面６４の曲率半径よりも小さくすることで、上流側パッド面６３が極端に開いてしまうことを回避できる。これにより、運転時における軸受パッド６０全体としてのパッド面６２と回転軸１０との隙間を適切に設定することができる。

次に本発明の第三実施形態について図６を参照して説明する。第三実施形態で第一実施形態と同様の構成要素には同様の符号を付して詳細な説明を省略する。
第三実施形態では、一対の軸受パッド６０のうち、回転軸１０からの荷重が大きい一方の軸受パッド６０の曲率半径をＲｐＡとし、回転軸１０からの荷重が小さい他方の軸受パッド６０の曲率をＲｐＢとした際に、ＲｐＡ＜ＲｐＢの関係が成立している。

本実施形態では、蒸気タービン１における周方向の一部から蒸気が導入されている。具体的には、一対の軸受パッド６０のうち、回転方向Ｔ後方側の軸受パッド６０側から蒸気が導入されている。そのため、回転方向Ｔ前方側の軸受パッド６０に対して、回転方向Ｔ後方側の軸受パッド６０よりもより大きい荷重が負荷される。これに対して、本実施形態では、回転方向Ｔ後方側の軸受パッド６０のパッド面６２の曲率半径ＲｐＡよりも、回転方向Ｔ前方側の軸受パッド６０のパッド面６２の曲率半径ＲｐＢの方が大きく設定されている。

ここで、一対の軸受パッド６０のうち、より荷重が大きくかかる一方が他方よりも弾性変形及び熱変形が大きくなる。したがって、荷重が大きく変形し易い軸受パッド６０の曲率半径をより小さく設定しておくことで、当該軸受パッド６０と回転軸１０との隙間が過剰に大きくなってしまうことを回避できる。
これにより、ジャーナル軸受３０全体としての軸受パッド６０と回転軸１０との隙間管理をより適切に行うことができる。

以上、本発明の実施の形態について説明したが、本発明はこれに限定されることなく、その発明の技術的思想を逸脱しない範囲で適宜変更可能である。

例えば、実施形態では、軸受パッド６０がピボット５０の点接触により支持されている点を説明したが、これに限定されることはない。例えば、ピボット５０の先端が軸線Ｏ方向に延びており、軸受パッド６０が線接触により支持されている構成であってもよい。なお、「点接触」、「線接触」とはこれらの間の相対的な表現であって、厳密な点や線で接触しているとの意味でないことは言うまでもない。
また、軸受パッド６０を揺動可能支持可能であれば、ピボット５０に限定されず他の構成によって軸受パッド６０が支持されていてもよい。

第三実施形態では、蒸気の導入方向によって各軸受パッド６０への荷重に違いが生じる旨、説明したが、これに限定されることなく、蒸気タービン１の機械的、構造的な特性により一方の軸受パッド６０の荷重が大きくなる場合であっても、上記構成を適用できる。

実施形態では、回転機械としての蒸気タービン１に本発明を適用した例を説明したが、これに限定されることはなく、例えば、ガスタービンやコンプレッサ等の他の回転機械に適用してもよい。

１ 蒸気タービン（回転機械）
２ タービンケーシング
３ 静翼
４ 動翼
１０ 回転軸
１１ スラストカラー
２０ 軸受部
２１ スラスト軸受
３０ ジャーナル軸受（軸受装置）
３１ キャリアリング
４０ ガイドメタル
４１ 対向面
５０ ピボット（支持部）
６０ 軸受パッド
６１ 裏面
６２ パッド面
６２ パッド面
６３ 上流側パッド面
６４ 下流側パッド面
７０ 潤滑油供給ノズル
Ｐ１ ピボット点
Ｐ２ ピボット位置
Ｏ 軸線
Ｔ 回転方向
Ｓ 基準円

Claims (7)

1. 軸線回りに回転する回転軸の外周面を、油膜を介して支持するパッド面を有する軸受パッドと、
   前記軸受パッドをピボット位置で揺動可能に支持する支持部と、
   を備え、
   前記回転軸の曲率半径をＲｊとし、
   前記パッド面の曲率半径をＲｐとし、
   前記軸線を中心とし、前記軸線と前記パッド面における前記ピボット位置との距離を半径とする基準円の曲率半径をＲｂとした際に、
   Ｒｊ＜Ｒｐ＜Ｒｂの関係が成立する軸受装置。
2. 前記パッド面と前記回転軸の外周面との隙間の寸法が、前記ピボット位置で最大となる請求項１に記載の軸受装置。
3. 前記パッド面と前記回転軸の外周面との隙間の寸法が、前記ピボット位置から周方向に離間するに従って漸次小さくなる請求項１に記載の軸受装置。
4. 前記基準円に沿って延びるガイド面を有するガイドメタルをさらに備え、
   前記ガイドメタルと前記回転軸の外周面との隙間の寸法は、前記ピボット位置での前記パッド面と前記回転軸の外周面との隙間の寸法に等しい請求項１から３のいずれか一項に記載の軸受装置。
5. 前記ピボット位置は、前記パッド面の周方向の中央よりも前記回転軸の回転方向前方側に位置しており、
   前記パッド面における前記ピボット位置よりも回転方向後方側の部分である上流側パッド面の曲率半径をＲｐ１とし、
   前記パッド面における前記ピボット位置よりも回転方向前方側の部分である下流側パッド面の曲率半径をＲｐ２とした際に、
   Ｒｐ１＜Ｒｐ２の関係が成立する請求項１から４のいずれか一項に記載の軸受装置。
6. 前記軸受パッドは、互いに異なる周方向位置に二つが設けられており、
   これら二つの軸受パッドのうち、前記回転軸からの荷重が大きい一方の軸受パッドの曲率半径をＲｐＡとし、
   前記回転軸からの荷重が小さい他方の軸受パッドの曲率をＲｐＢとした際に、
   ＲｐＡ＜ＲｐＢの関係が成立する請求項１から５のいずれか一項に記載の軸受装置。
7. 前記回転軸と、
   該回転軸を前記軸線回りに回転可能に支持する請求項１から６のいずれか一項に記載の軸受装置と、を備える回転機械。
   

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