JP3871950B2

JP3871950B2 - Guide bearing device

Info

Publication number: JP3871950B2
Application number: JP2002091117A
Authority: JP
Inventors: 英之後藤; 賢三佐野; 拓也菅波; 公映松川
Original assignee: Mitsubishi Electric Corp
Current assignee: Mitsubishi Electric Corp
Priority date: 2002-03-28
Filing date: 2002-03-28
Publication date: 2007-01-24
Anticipated expiration: 2022-03-28
Also published as: FR2837885B1; AT414161B; CA2402042C; ATA16762002A; CA2402042A1; FR2837885A1; JP2003287029A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、例えば揚水発電所に用いられる発電電動機等に用いられ、両方向回転の立軸回転電機の回転軸を支えるガイド軸受装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
図２は従来のガイド軸受装置の一例を示す縦断面図、図３は図２のＩＩＩ−ＩＩＩ線に沿う断面図である。図において、回転軸１の外周部には、円筒部１ａが設けられている。回転軸１の周囲には、円環状の油槽２が配置されている。油槽２内には、潤滑流体であるタービン油３が入れられている。円筒部１ａは、タービン油３中に挿入浸漬されている。
【０００３】
油槽２内には、複数のピボット支持装置４が設けられている。これらのピボット支持装置４は、回転軸１の周方向に互いに等間隔をおいて、円筒部１ａの周囲に放射状に配置されている。各ピボット支持装置４には、回転軸１の半径方向の荷重を支持するガイドセクタ５が搭載されている。ガイドセクタ５は、回転軸１の周方向に互いに等間隔をおいて、回転軸１の外周面に対向するように配置されている。また、円筒部１ａの外周面１ｂとガイドセクタ５のガイド面５ａとの間には、隙間Ｃが介在している。
【０００４】
次に、図４は図３の回転軸１とガイドセクタ５との関係を模式的に示す説明図である。図において、Ｒｊは回転軸１の外半径、Ｏｊは回転軸１の中心、Ｒｂはガイドセクタ５のガイド面の加工半径、Ｏｂはガイドセクタ５のガイド面の加工中心である。
【０００５】
また、図５は図４の回転軸１とガイドセクタ５との関係を展開して示す展開図であり、円筒部１ａの外周面１ｂを平面に展開して示している。円筒部１ａの外周面１ｂの曲率とガイドセクタ５のガイド面５ａの曲率との差は、外周面１ｂを平面に見立てると、ガイド面５ａがδの変形量を有していることと等価となる。
【０００６】
さらに、図６は図３の回転軸１が偏心しているときの回転軸１とガイドセクタ５との関係を示す説明図であり、回転軸１の偏心方向を角度θ＝０°方向として示している。図において、ガイドセクタ５の枚数をｎ枚としたとき、各ガイドセクタ５の位置はθｉで表される。
【０００７】
次に、動作について説明する。回転軸１の回転に伴い、タービン油３は、円筒部１ａの回転に引きずられ、円筒部１ａの外周面１ｂとガイドセクタ５のガイド面５ａとの間に流れ込む。タービン油３がガイド面５ａ上に流れ込むことにより、ガイド面５ａ上にくさび膜が形成される。これにより、回転軸１は、ガイドセクタ５と直接接触することなく、くさび膜を介してガイドされて回転される。この状態は、流体潤滑状態と呼ばれている。
【０００８】
ガイドセクタ５内に発生するくさび膜の油膜圧力ｐに関する基礎方程式、即ちレイノルズ方程式は、次式で与えられる。
【数１】

但し、ｐ：油膜内の圧力、ｈ：回転軸１とガイドセクタ５との間の隙間分布、Ｕ：回転軸１の周速、μ：タービン油３の粘度、ｘ：座標系、ｚ：座標系、ｔ：時間である。
【０００９】
また、各ガイドセクタ５の負荷容量Ｗは、式（１）により得られる油膜圧力ｐをガイド面５ａの全面に渡って積分することにより得られる。
Ｗ＝∫∫ｐｄｘｄｚ・・・（２）
【００１０】
半径方向荷重に対するガイド軸受装置全体の負荷容量ＷＧは、各ガイドセクタ５の負荷容量Ｗの総和で求められる。
【数２】

但し、ｉ：ガイドセクタ５の番号、ｎ：ガイドセクタ５の枚数、Ｗｉ：各ガイドセクタ５の負荷容量、θｉ：各ガイドセクタ５の荷重方向に対する角度である。
【００１１】
式（１）〜（３）から明らかなように、ガイド軸受装置の油膜圧力分布及び負荷容量は、回転軸１とガイドセクタ５との間の隙間分布ｈと∂ｈ／∂ｘとに影響を受ける。
【００１２】
例えば、揚水発電所に用いられる発電電動機のように、両方向回転の回転電機に用いられるガイド軸受装置では、それぞれの回転方向でガイド軸受の特性が等しくなるように、それぞれの回転方向に対して対称の形状となっている。また、ガイドセクタ５の背面を支持するピボット支持装置４も、ガイドセクタ５の中央に配置されている。このようなガイドセクタ５の支持方式は、センタサポート方式と呼ばれている。
【００１３】
センタサポート方式のガイド軸受装置の場合、ガイド面５ａにある程度の凸変形δを与えることにより、軸受性能が向上することが一般的に知られている。このため、組み立てた状態である程度の凸変形δが与えられるように、ガイドセクタ５の加工半径Ｒｊは、次式の関係が成り立つように設定されている。
組立半径隙間Ｃ＜ガイドセクタ加工半径Ｒｂ−ジャーナル径Ｒｊ・・・（４）
【００１４】
一般に、ガイドセクタ５に凸変形δを予め与えることを与圧と呼び、この与圧の度合いを表す係数として与圧係数ｍが導入されている。与圧係数ｍの取り得る範囲は、０＜ｍ＜１となり、ｍ＝０のとき凸変形は０である。
ｍ＝１−｛Ｃ／（Ｒｂ−Ｒｊ）｝・・・（５）
【００１５】
ガイド軸受の特性は、与圧係数ｍにより大きく影響を受けるが、従来設計では、与圧係数ｍはｍ＝０〜０．７５程度の値に設定されるのが一般的であった。これは、単なる経験に基づき設定された値であり、必ずしも最適な負荷容量ＷＧが得られるような設定にはなっていなかった。
【００１６】
運転中の回転電機には、磁気的なアンバランスによる半径方向荷重や、偏重心等による機械的なアンバランスによる半径方向荷重が作用し、大容量発電電動機においては、これらの荷重が１０００ｋＮを超えるものとなる。従って、ガイド軸受装置は、これらの荷重に対しても、回転軸１とガイドセクタ５とが接触することなく、適正な流体潤滑状態を保てるだけの負荷容量を確保しておく必要がある。そして、この点からも、与圧係数ｍの設定は、重要な設計パラメータである。
【００１７】
なお、上記のような従来のガイド軸受装置は、例えば特許第２８０３９７２号公報にも示されている。
【００１８】
【発明が解決しようとする課題】
上記のように構成された従来のガイド軸受装置においては、与圧係数ｍが最適な値に設定されていないため、回転電機の半径方向荷重に対して負荷容量が不足し、過大な軸振動が発生したり、場合によっては回転軸１とガイドセクタ５とが直接接触し、ガイドセクタ５のガイドメタルが焼損する原因となる。
【００１９】
この発明は、上記のような問題点を解決することを課題としてなされたものであり、十分な負荷容量を確保し、適正な流体潤滑状態を保つことができ、信頼性を向上させることができるガイド軸受装置を得ることを目的とする。
【００２０】
【課題を解決するための手段】
この発明に係るガイド軸受装置は、回転軸の外周面との間に隙間Ｃを介して外周面に対向するガイド面を有し、回転軸の周囲に回転軸の周方向に互いに間隔をおいて配置されている複数のガイドセクタ、及びガイドセクタの中央でガイドセクタを支持する複数のピボット支持装置を備え、外周面とガイド面との間に潤滑流体が介在されるものであって、回転軸の外半径をＲｊ、ガイド面の加工半径をＲｂ、ガイド面に予め与えられる変形の度合いを表す与圧係数ｍをｍ＝１−｛Ｃ／（Ｒｂ−Ｒｊ）｝としたとき、与圧係数ｍが０．９６〜０．９９の範囲内に設定されており、回転軸中心とガイド面の加工中心との間の偏心量と隙間Ｃとの比で与えられ、ガイド面の加工中心に対する回転軸中心の偏心の度合いを表す偏心率εが０．７５に設定されているものである。
【００２１】
【発明の実施の形態】
以下、この発明の実施の形態を図について説明する。
図１はセンタサポート方式のガイド軸受装置における与圧係数ｍと負荷容量ＷＧとの関係を示す関係図であり、横軸は与圧係数（プリロード率）ｍ、縦軸は負荷容量ＷＧ（ｋＮ）を示している。また、偏心率εが０．２５、０．５、０．７５の場合をそれぞれ示している。
【００２２】
ここで、偏心率εとは、回転軸中心の偏心の度合いを表す無次元数であり、偏心量ｅと組立半径隙間Ｃとの比で与えられる（ε＝ｅ／Ｃ）。即ち、偏心率εの取り得る範囲は、０≦ε≦１となる。そして、ε＝０のとき、回転軸中心が軸受の中心と一致していることを意味している。また、ε＝１のときは、回転軸の外周面がガイドセクタ（ガイドメタル）のガイド面と接触していることを示している。ガイド軸受装置の全体的な構成は、図２及び図３と同様である。
【００２３】
図１から、負荷容量ＷＧが最大となる与圧係数ｍは、偏心率εにより若干異なるものの、ｍ＝０．９６〜０．９９であることがわかる。特に、偏心率εが大きい場合、与圧係数ｍが０．９９を超えた領域で負荷容量ＷＧが大きく低下しているので、この領域での使用は好ましくない。
【００２４】
従って、センタサポート方式のガイド軸受装置では、与圧係数ｍを０．９６〜０．９９に設定することにより、ガイド軸受装置の持つ負荷容量を最大限に引き出すことが可能である。即ち、十分な負荷容量を確保し、適正な流体潤滑状態を保つことができ、信頼性を向上させることができる。
【００２５】
【発明の効果】
以上説明したように、この発明のガイド軸受装置は、回転軸の外半径をＲｊ、ガイド面の加工半径をＲｂ、ガイド面に予め与えられる変形の度合いを表す与圧係数ｍをｍ＝１−｛Ｃ／（Ｒｂ−Ｒｊ）｝としたとき、与圧係数ｍが０．９６〜０．９９の範囲内に設定されているので、十分な負荷容量を確保し、適正な流体潤滑状態を保つことができ、信頼性を向上させることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】センタサポート方式のガイド軸受装置における与圧係数ｍと負荷容量ＷＧとの関係を示す関係図である。
【図２】従来のガイド軸受装置の一例を示す縦断面図である。
【図３】図２のＩＩＩ−ＩＩＩ線に沿う断面図である。
【図４】図３の回転軸とガイドセクタとの関係を模式的に示す説明図である。
【図５】図４の回転軸とガイドセクタとの関係を展開して示す展開図である。
【図６】図３の回転軸が偏心しているときの回転軸とガイドセクタとの関係を示す説明図である。
【符号の説明】
１回転軸、１ｂ外周面、３タービン油（潤滑流体）、４ピボット支持装置、５ガイドセクタ、５ａガイド面。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a guide bearing device that is used in, for example, a generator motor used in a pumped storage power plant and supports a rotating shaft of a vertical rotating electric machine that rotates in both directions.
[0002]
[Prior art]
2 is a longitudinal sectional view showing an example of a conventional guide bearing device, and FIG. 3 is a sectional view taken along line III-III in FIG. In the figure, a cylindrical portion 1 a is provided on the outer peripheral portion of the rotating shaft 1. An annular oil tank 2 is disposed around the rotary shaft 1. In the oil tank 2, turbine oil 3 that is a lubricating fluid is placed. The cylindrical portion 1 a is inserted and immersed in the turbine oil 3.
[0003]
A plurality of pivot support devices 4 are provided in the oil tank 2. These pivot support devices 4 are radially arranged around the cylindrical portion 1a at equal intervals in the circumferential direction of the rotary shaft 1. Each pivot support device 4 is equipped with a guide sector 5 that supports a load in the radial direction of the rotary shaft 1. The guide sectors 5 are arranged at equal intervals in the circumferential direction of the rotary shaft 1 so as to face the outer peripheral surface of the rotary shaft 1. Further, a gap C is interposed between the outer peripheral surface 1 b of the cylindrical portion 1 a and the guide surface 5 a of the guide sector 5.
[0004]
Next, FIG. 4 is an explanatory view schematically showing the relationship between the rotating shaft 1 and the guide sector 5 of FIG. In the figure, Rj is the outer radius of the rotating shaft 1, Oj is the center of the rotating shaft 1, Rb is the processing radius of the guide surface of the guide sector 5, and Ob is the processing center of the guide surface of the guide sector 5.
[0005]
FIG. 5 is a developed view showing the relationship between the rotating shaft 1 and the guide sector 5 in FIG. 4, and the outer peripheral surface 1b of the cylindrical portion 1a is developed in a plane. The difference between the curvature of the outer peripheral surface 1b of the cylindrical portion 1a and the curvature of the guide surface 5a of the guide sector 5 is equivalent to the guide surface 5a having a deformation amount of δ when the outer peripheral surface 1b is regarded as a plane. Become.
[0006]
Further, FIG. 6 is an explanatory diagram showing the relationship between the rotating shaft 1 and the guide sector 5 when the rotating shaft 1 of FIG. 3 is eccentric, and shows the eccentric direction of the rotating shaft 1 as an angle θ = 0 ° direction. Yes. In the figure, when the number of guide sectors 5 is n, the position of each guide sector 5 is represented by θi.
[0007]
Next, the operation will be described. As the rotating shaft 1 rotates, the turbine oil 3 is dragged by the rotation of the cylindrical portion 1 a and flows between the outer peripheral surface 1 b of the cylindrical portion 1 a and the guide surface 5 a of the guide sector 5. When the turbine oil 3 flows onto the guide surface 5a, a wedge film is formed on the guide surface 5a. Thereby, the rotating shaft 1 is guided and rotated through the wedge film without directly contacting the guide sector 5. This state is called a fluid lubrication state.
[0008]
The basic equation relating to the oil film pressure p of the wedge film generated in the guide sector 5, that is, the Reynolds equation is given by the following expression.
[Expression 1]

Where p: pressure in the oil film, h: gap distribution between the rotating shaft 1 and the guide sector 5, U: peripheral speed of the rotating shaft 1, μ: viscosity of the turbine oil 3, x: coordinate system, z: coordinates System, t: time.
[0009]
Further, the load capacity W of each guide sector 5 is obtained by integrating the oil film pressure p obtained by the equation (1) over the entire guide surface 5a.
W = ∫∫pdxdz (2)
[0010]
The load capacity WG of the entire guide bearing device with respect to the radial load is obtained as the sum of the load capacity W of each guide sector 5.
[Expression 2]

Where i is the number of the guide sector 5, n is the number of guide sectors 5, Wi is the load capacity of each guide sector 5, and θi is the angle of each guide sector 5 with respect to the load direction.
[0011]
As apparent from the equations (1) to (3), the oil film pressure distribution and the load capacity of the guide bearing device affect the clearance distribution h and ∂h / ∂x between the rotating shaft 1 and the guide sector 5. receive.
[0012]
For example, in a guide bearing device used for a rotary electric machine that rotates in both directions, such as a generator motor used in a pumped storage power plant, the characteristics of the guide bearing are equal in each rotational direction so that it is symmetrical with respect to each rotational direction. It is the shape of. A pivot support device 4 that supports the back surface of the guide sector 5 is also arranged at the center of the guide sector 5. Such a support method of the guide sector 5 is called a center support method.
[0013]
In the case of a center support type guide bearing device, it is generally known that bearing performance is improved by giving a certain degree of convex deformation δ to the guide surface 5a. For this reason, the processing radius Rj of the guide sector 5 is set so as to satisfy the relationship of the following equation so that a certain degree of convex deformation δ is given in the assembled state.
Assembly radius gap C <guide sector machining radius Rb−journal diameter Rj (4)
[0014]
In general, giving the convex deformation δ to the guide sector 5 in advance is called pressurization, and a pressurization coefficient m is introduced as a coefficient representing the degree of this pressurization. The possible range of the pressurization coefficient m is 0 <m <1, and the convex deformation is 0 when m = 0.
m = 1- {C / (Rb-Rj)} (5)
[0015]
The characteristics of the guide bearing are greatly affected by the pressurization coefficient m. However, in the conventional design, the pressurization coefficient m is generally set to a value of about m = 0 to 0.75. This is a value set based on mere experience, and is not necessarily set to obtain the optimum load capacity WG.
[0016]
The rotating electric machine in operation is subjected to a radial load due to magnetic imbalance and a radial load due to mechanical unbalance due to eccentric gravity, etc., and these loads exceed 1000 kN in a large-capacity generator motor. It will be a thing. Therefore, it is necessary for the guide bearing device to secure a load capacity sufficient to maintain an appropriate fluid lubrication state without contacting the rotating shaft 1 and the guide sector 5 with respect to these loads. Also from this point, the setting of the pressurization coefficient m is an important design parameter.
[0017]
The conventional guide bearing device as described above is also disclosed in, for example, Japanese Patent No. 2803972.
[0018]
[Problems to be solved by the invention]
In the conventional guide bearing device configured as described above, since the pressurization coefficient m is not set to an optimum value, the load capacity is insufficient with respect to the radial load of the rotating electrical machine, and excessive shaft vibration is generated. In some cases, the rotating shaft 1 and the guide sector 5 are in direct contact with each other, causing the guide metal of the guide sector 5 to burn out.
[0019]
The present invention has been made to solve the above-described problems, and can secure a sufficient load capacity, maintain an appropriate fluid lubrication state, and improve reliability. An object is to obtain a guide bearing device.
[0020]
[Means for Solving the Problems]
The guide bearing device according to the present invention has a guide surface that opposes the outer peripheral surface with a gap C between the outer peripheral surface of the rotating shaft and is spaced from each other in the circumferential direction of the rotating shaft around the rotating shaft. A plurality of guide sectors arranged, and a plurality of pivot support devices for supporting the guide sectors at the center of the guide sectors, wherein a lubricating fluid is interposed between the outer peripheral surface and the guide surface, and the rotation shaft When the outer radius of Rj is Rj, the processing radius of the guide surface is Rb, and the pressurization coefficient m representing the degree of deformation given in advance to the guide surface is m = 1− {C / (Rb−Rj)}, the pressurization coefficient m is set in the range of 0.96 to 0.99, and is given by the ratio of the amount of eccentricity between the rotation axis center and the machining center of the guide surface and the gap C, and the rotation of the guide surface with respect to the machining center Eccentricity ε representing the degree of eccentricity at the shaft center is set to 0.75 It is what is.
[0021]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings.
FIG. 1 is a relational diagram showing the relationship between a pressurization coefficient m and a load capacity WG in a center support type guide bearing device. The horizontal axis is a pressurization coefficient (preload ratio) m, and the vertical axis is a load capacity WG (kN). Is shown. Further, cases where the eccentricity ε is 0.25, 0.5, and 0.75 are shown.
[0022]
Here, the eccentricity ε is a dimensionless number representing the degree of eccentricity at the center of the rotation axis, and is given by the ratio between the eccentricity e and the assembly radius gap C (ε = e / C). That is, the possible range of the eccentricity ε is 0 ≦ ε ≦ 1. When ε = 0, it means that the center of the rotation axis coincides with the center of the bearing. Further, when ε = 1, it indicates that the outer peripheral surface of the rotating shaft is in contact with the guide surface of the guide sector (guide metal). The overall structure of the guide bearing device is the same as that shown in FIGS.
[0023]
From FIG. 1, it can be seen that the pressurization coefficient m that maximizes the load capacity WG is m = 0.96 to 0.99, although it slightly differs depending on the eccentricity ε. In particular, when the eccentricity ε is large, the load capacity WG is greatly reduced in the region where the pressurization coefficient m exceeds 0.99, and therefore use in this region is not preferable.
[0024]
Therefore, in the center support type guide bearing device, it is possible to maximize the load capacity of the guide bearing device by setting the pressurization coefficient m to 0.96 to 0.99. That is, a sufficient load capacity can be secured, an appropriate fluid lubrication state can be maintained, and reliability can be improved.
[0025]
【The invention's effect】
As described above, in the guide bearing device of the present invention, the outer radius of the rotating shaft is Rj, the processing radius of the guide surface is Rb, and the pressurization coefficient m representing the degree of deformation given in advance to the guide surface is m = 1−1. When {C / (Rb−Rj)}, the pressurization coefficient m is set in the range of 0.96 to 0.99, so that a sufficient load capacity is secured and an appropriate fluid lubrication state is maintained. And reliability can be improved.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a relationship diagram illustrating a relationship between a pressurization coefficient m and a load capacity WG in a center support type guide bearing device.
FIG. 2 is a longitudinal sectional view showing an example of a conventional guide bearing device.
3 is a cross-sectional view taken along line III-III in FIG.
4 is an explanatory view schematically showing a relationship between a rotation axis and a guide sector in FIG. 3. FIG.
FIG. 5 is a development view showing the relationship between the rotation axis and guide sector in FIG. 4 in an expanded manner.
6 is an explanatory diagram showing a relationship between a rotation axis and a guide sector when the rotation axis in FIG. 3 is eccentric. FIG.
[Explanation of symbols]
1 rotating shaft, 1b outer peripheral surface, 3 turbine oil (lubricating fluid), 4 pivot support device, 5 guide sector, 5a guide surface.

Claims

A plurality of guide surfaces facing the outer peripheral surface with a gap C between the outer peripheral surface of the rotating shaft and spaced from each other in the circumferential direction of the rotating shaft around the rotating shaft A guide bearing device comprising: a guide sector; and a plurality of pivot support devices for supporting the guide sector at a center of the guide sector, wherein a lubricating fluid is interposed between the outer peripheral surface and the guide surface,
The outer radius of the rotating shaft is Rj, the processing radius of the guide surface is Rb, and the pressurizing coefficient m representing the degree of deformation given to the guide surface in advance is m = 1− {C / (Rb−Rj)}
The pressure coefficient m is set in the range of 0.96 to 0.99 ,
The eccentricity ε, which is given by the ratio of the amount of eccentricity between the rotation axis center and the machining center of the guide surface and the gap C, and represents the degree of eccentricity of the rotation axis center with respect to the machining center of the guide surface is 0. .75 is a guide bearing device.