JP4376021B2 - 流体軸受 - Google Patents

Description

本発明は、流体の圧力を利用して回転体を非接触に支持する流体軸受に係り、特に、回転エネルギーを流体の運動エネルギーに変換する、または、流体の運動エネルギーを回転エネルギーに変換する羽根車及びトルクを伝達する回転体を備えるポンプ、圧縮機、及びタービン発電機などの回転機械全般に適用可能な流体軸受に関するものである。

ポンプなどの回転機械には、流体の移送効率を高めるために羽根車から軸方向への流体の漏れを防止する機械要素、すなわち、シール機構が設けられている。このシール機構は、回転側と固定側との間に形成される微小な隙間を有し、羽根車によって昇圧された流体が低圧側に漏れてしまうことを防止するものである。ポンプなどのターボ機械においてシール機構は、軸受作用を発揮する機構でもあるので回転体の振動特性に強い影響を及ぼすことが多い。すなわち、シール機構は軸受と等価に扱われる機械要素であるので、軸受作用を強化することで回転体の振動特性を改善することが可能である。

ここで、軸受作用とは、軸受が回転体を支持する能力と、軸振動などの振動現象を抑制する能力とを意味する。前者は、横軸型の回転機械において、回転体の重量により鉛直方向に作用する荷重や、羽根車内を流れる流体の影響などで生じる半径方向に作用する荷重と釣り合うように、回転体がシール機構の中心に対して偏心したときにシール面間の液膜で発生する反力を能動的に制御する作用である。一方、後者は、回転体から発生する機械的な不釣合い力や流体的な要因で生じる加振力などの外力に起因する動的荷重に反応して起こるシール面での動的圧力の変動により作用するものである。このような動的な軸受作用を発揮させる力は、ばねのような機能を持つ弾性力、振動エネルギーを熱に変換し消散させる減衰力、減衰力と反対の作用をするクロスカップル力、そして回転体の振動による流体の慣性力に分けられる。

従来から、回転機械の信頼性を向上させるために、軸受やシール機構において、弾性力や減衰力などの回転軸を安定させる力を強め、クロスカップル力などの回転軸の安定性を損なう動的な力を弱める試みがなされている。例えば、NASA Technical Paper 1987pp.1-19 [title: Damping seals for turbo machinery, author: G.L.von Pragenau] に紹介されている摺動面に表面粗さを設けることにより減衰力の源である流体抵抗を増大させるダンピングシールや、クロスカップル力を発生させる一因であるシールに流入する回転方向の旋回流を抑制するシャントホールやスワールブレーカなどがこれに該当する。

また、プロセス流体（取扱液）により潤滑される動圧軸受においてもシール機構と同様の試みがなされている。特に、負荷能力を大きくするために、軸受径及び軸受幅を大きくするとともに、回転側と固定側との隙間を狭めるような設計がなされている。この動圧軸受はアクティブ軸受ではないため、一度設計された動圧軸受は動的な力を制御することができず、かつ、摺動面形状を容易に変えることができない。このため、回転機械の動的な特性を明確に把握した上で動圧軸受を設計しなければならない。適切な設計がなされないと、次のような重大な問題が生じるおそれがある。例えば、曲げ固有振動モードを越えて回転する弾性ロータにおいて定常運転時の回転速度の範囲内に共振点が存在する場合や、羽根車のような他の機械要素で発生する力に起因して自励振動が発生した場合などでは、過大振動により回転側と固定側とが接触し、結果として回転機能喪失の危惧があり、動圧軸受の設計を根本的にやり直す必要が生じる。

特許文献１には、流体注入孔（絞り）を持つ動圧ランドが軸方向に分割され、これらの動圧ランドが回転方向に位相をずらして配置され、動圧ランドの端部における圧力損失を低減させる工夫がなされた流体軸受が開示されている。しかしながら、流体軸受の性能を発揮するためには、設計段階で静的及び動的な特性を高い精度で把握することが要求され、設計には多大な時間を必要とすることと、技術的なリスクの高さがある。このような技術的なリスクの高い回転機械に対しては、より信頼性の高い機械要素技術が求められている。

上記のような背景から、回転体の振動を抑制できる磁気軸受が開発されている。この磁気軸受は、真空や極低温などの特殊環境下で回転機械を稼動させる場合や、オイルレス化が要求される場合にもしばしば使用されている。磁気軸受は、電気的な制御回路を介して回転体の変位に基づいて制振作用を導き出す電磁力を発生させるアクティブ軸受である。磁気軸受は、制御回路の調整により弾性力及び減衰力、すなわち負荷能力を制御できるため、可制御帯域内に含まれる軸振動周波数成分の精密な制御が可能であり、制振性に優れている。また、磁極の断面積を大きくすると共に、高飽和磁束密度を有する磁極材料を用いることで磁気軸受の負荷能力が向上し、回転機械の大型化にも対応することが可能である。

この反面、磁気軸受の欠点として、次の点が挙げられる。
（１）製造コストが高い。
（２）制御回路を設ける必要があり、軸受装置全体が大型化して広い設置スペースが必要となる。
（３）制御回路が電気的ノイズに弱い。
（４）電磁石の大型化に伴ってコイルのインダクタンスが大きくなり、制御可能な回転周波数帯域に制限が生じる。
（５）流体の流路中に磁気軸受を設ける場合には、キャンで覆って密封する必要があり、キャンに生じる渦電流の影響により回転体の変位を測定する変位センサの測定値に誤差が生じ、さらには無効電流が大きくなり効率が低下する。

特に、エネルギー密度が高い高速回転機械や大型回転機械においては外乱が大きいため軸受の大型化が必要となり、磁気軸受の制御性が回転機械の性能に重大な影響を及ぼす。また、運転条件の変化に伴い磁気軸受の制御対象の特性、すなわちシールや羽根車などの機械要素の動特性が大幅に変化するポンプのような回転機械では、曲げ振動の固有振動数が運転条件に応じて変化する。従って、曲げモードに対する制御上の対策が必要となり、制御回路の設計の細かい見直し作業と、制御回路の複雑化を招き、多大な労力が必要となる。このため、適応制御などの高度な制御が必要とされることもあり、磁気軸受を汎用化された技術とすることが困難となる。

特許文献２には、圧電素子により回転軸のまわりに配置される複数の軸受パッドを変形させて回転軸の振動を減衰させる軸受機構が開示されている。しかしながら、このような軸受機構を汎用化するためには、圧電素子の耐温度、低温や高温となる回転機械への適応、及び製造コストなどの問題を解決しなければならない。また、特許文献３及び特許文献４には、電気粘性流体に印加する電圧を制御することで回転体を制振する技術が開示されている。しかしながら、このような技術をポンプなどの回転機械に適用するにあたり、電気粘性流体が人体に有害であるために軸受機構を密封する必要が生じる。このため、回転機械の構造が複雑化するという懸念がある。

特開昭５４−３５５４７ 特開２０００−２０５２５１ 特開平９−２６４４９２ 特開平１１−８２５０１

環境問題への関心が高まる昨今では、回転機械にもその潮流が押し寄せつつあり、オイルレス化や省エネルギー化が求められるようになってきた。しかしながら、オイルレス化は回転機械の振動を抑制する観点からは問題がある。すなわち、潤滑油よりも粘性が大幅に低いプロセス流体（取扱液）を潤滑剤として用いなければならないため、大きな負荷能力を可能とする油潤滑の滑り軸受や高い減衰作用を期待できるスクイズフィルムダンパなどが回転機械に適用できなくなり、回転体の振動特性の悪化が懸念される。

このような観点を考慮して、プロセス流体潤滑軸受が開発されてきている。この種の軸受の主たる形式は、回転速度が低い領域では固体潤滑剤などで表面処理された軸受摺動面の固体潤滑作用により回転体を支持し、回転速度が高くなると動圧が増してその結果生じる液膜の動的作用で回転体を支持するタイプである。軸受上流と下流との間の圧力差が大きければ軸受の動的な性能が高くなり、回転体に作用する弾性力や減衰力が増大し、回転体の安定性が改善される。しかし、この種の軸受の性能は、上記圧力差や回転体の回転速度などの運転パラメータに大きく依存する。このため、回転体の回転速度が高くなると、軸受の動的な性能の源となる周方向の圧力分布が回転運動に対して遅れ、結果として、クロスカップル力と呼ばれる減衰力と逆の作用をなす動的な力が回転体に作用することになる。そして、回転体の回転周波数よりも低い周波数帯域に回転体の固有振動数が存在すると、自励振動を発生させる一因となりうる。

また、最近では、省エネルギー化のニーズから回転体の回転速度を大きく変えることができる可変速回転機械が増えている。このような回転機械には、大きく変化する運転条件下においても安定した運転を確保することが必要とされる。このため、動的な安定性を確保しなければならない回転速度領域が増すことになり、それに伴って軸受の制振能力も大きくする必要がある。また、軸受荷重の変動幅が大きくなるため、軸受の負荷能力も増大させる必要がある。このような背景から、軸受性能の安定性を向上させるために、摺動面に円形やハニカム形状などの孔を有する軸受やシール機能を有するダンパーが開発されている。

しかしながら、シール機能を有するダンパーや自液潤滑軸受は、その幾何形状が設計段階で一義的に決まるため、負荷性能や動的な性能が固定されてしまう。このため、回転機械の性能制約につながり、各回転機械の仕様に応じた個別的な設計が必要となる。また、可変速回転機械では、回転速度変化に伴う軸受に対する動的な荷重の変動が大きいため、軸受の負荷性能の不足に起因して回転体が大きく偏心運動する場合がある。このため、回転体が軸受の摺動面に接触してしまい、また、この接触に伴って発生する自励振動の一種であるフリクションフォワールという問題が起こる可能性がある。さらに、支持剛性の不足から回転体の固有振動数が低下し、共振や自励振動（ハイドロフォワール）といった振動トラブルが発生する。このように、回転体の振幅が過大となると回転機械の性能を低下させ、運転条件が大きく制約される場合がある。したがって、回転体の安定性向上のために、上記軸受の動的な性能を改善する技術や制御する技術が渇望されている。

それに対して、磁気軸受の場合、磁極、コイル、及び制御回路を回転機械の仕様に応じて設計することにより、定常運転時の回転周波数範囲内での回転体の安定性を確保することができ、不釣合い力や流体加振力といった外乱に対するロバスト性を確保することができる。また、軸受力に相当する制御ゲインの制御限界周波数が最高速度運転時の回転周波数を下回った場合でも、減衰力に相当する位相進みを補償して充分な制御性が確保できれば、回転機械を安定に運転することができる。

しかしながら、前述したように、磁気軸受は、電磁石の大きさに起因するインダクタンスの影響により高い周波数帯域で制御ゲインが急激に低下するという問題がある。また、制御回路にＰＩＤ制御を取り入れている場合には、位相進みを補償するために微分動作を強化すると、高周波数帯域のゲインが上昇し、外乱に対して高次の固有振動数が励起されやすくなるという問題点がある。そして、位相進みでは補償できない高周波数帯域に位置する高次の固有振動数が外乱等で励起された場合には、バンドエリミネーションフィルター（ＢＥＦ）などを制御回路に組み入れて対処することが必要となる。しかしながら、制御回路が複雑化するという問題と、運転条件に応じて制御対象が変わりやすい回転機械では、バンドエリミネーションフィルターのみでは対処しきれなく、適応制御などの高度な制御技術が要求される場合もある。

また、磁気軸受の配置の問題も生じる。すなわち、回転機械の構造によっては、磁気軸受の耐熱性や磁気軸受自体の大きさなどの理由から最適な位置に磁気軸受を配置できるとは限らず、振動の節に磁気軸受が位置した場合には制御が不可能となる。このような問題から、磁気軸受を含む回転機械の設計から納入までに消費される労力は莫大なものになる。また、回転機械の仕様によっては、単一の製作工程では製作することが困難となりうるため、製造コストを削減することが困難である。

以上の観点から、低回転周波数から高回転周波数までの帯域において安定した弾性力と減衰力を得ることができ、シンプルな制御ロジックで成立する軸受が望まれる。つまり、負荷性能を制御でき、広い回転周波数帯域において安定して回転体の振動を抑制できる軸受が望まれている。さらには、構造が簡素かつ安価で、回転機械のオイルレス化や省エネルギー化に対応した軸受の開発が渇望されている。

本発明は、上述した事情に鑑みてなされたもので、簡素な構成を有し、回転機械のオイルレス化及び省エネルギー化に対応でき、さらには、広い回転周波数帯域において回転体の振動を抑制することができる流体軸受を提供することを目的とする。

上述した目的を達成するために、本発明の一態様は、回転体を非接触に支持する流体軸受であって、前記回転体の半径方向外側に支持部材を設け、前記回転体と前記支持部材との間に、半径方向の隙間が狭い複数の第１の領域と、該複数の第１の領域の間に配置され前記第１の領域よりも広い隙間を有する第２の領域とを形成し、前記第２の領域内の流体の圧力を可変とする圧力可変手段を設け、前記圧力可変手段は、軸方向に移動可能な可動部材であり、該可動部材は前記第２の領域の軸方向の幅を変化させることを特徴とする。
本発明の好ましい態様は、前記可動部材は半径方向に移動可能に構成されていることを特徴とする。
本発明の好ましい態様は、前記複数の第１の領域のうちの少なくとも１つは、前記可動部材の内周面と前記回転体との間に形成されることを特徴とする。

電気的な制御のみに頼った磁気軸受では、上述した問題点が発生するが、流体的な制御を取り入れることでこれらの問題点を解決することが可能である。狭い隙間を流れる流体は、回転周波数の１／２以下の周波数帯域を除いた総ての周波数帯域で減衰力を回転体に与えることができる。この減衰力が作用する周波数帯域では、羽根車などの他の機械要素において発生する回転体を不安定化させる外力を打ち消す程度の大きさの減衰力があれば、回転体の固有振動数が上記周波数帯域に存在しても問題が起きることはまれである。例外として、軸受と回転体との間の極端なミスアライメントや、軸受と回転体との隙間内での局所的な急激な温度上昇、ラビング（接触）などの発生がある場合には、減衰効果が低下してしまうため、振動問題を誘起する可能性がある。

もう一つの問題点は、半径方向に作用する流体反力に関するものである。すなわち、回転体との隙間が狭く幅の大きい動圧軸受において、狭い隙間を流れる流体には、軸振動の周波数の二乗に比例する慣性力が付与されるため、この慣性力は高い周波数帯域で振動的な作用をする。この作用は隙間が狭くなるほど強くなるので、弾性力や減衰力を強めようとして、隙間を狭く設計すると、回転体の固有振動数の低下に起因する振動トラブルを発生させてしまうことがある。

この問題を解決するために、本発明は、動圧軸受の動的な特性を利用する。具体的には、軸受の幅に対する軸受の直径の比（以下、Ｌ／Ｄという）に対する弾性力の特性曲線が極大値を有する点を利用する。弾性力以外の力は、理想的な条件下では軸受の幅を長くすると単調増加する。このことは、軸受の直径や回転側と固定側との隙間を一定とした場合に、軸受の幅を制御することで弾性力と慣性力とのバランスを制御できることを意味する。また、狭い隙間の第１の領域の中間に隙間の広い第２の領域を設けることで隙間内の圧力分布が変化し、弾性力を増大させ、同時に慣性力を大幅に低減できる。

以下に具体例を示す。弾性力が極大値になるように軸受の幅を制御すると、Ｌ／Ｄが小さくなるので、慣性力や減衰力は小さくなる。従って、固有振動数は上昇し、減衰効果は低下する。逆に、Ｌ／Ｄを弾性力が極大値となる値より大きくなるように軸受の幅を長くすると、慣性力や減衰力が大きくなり、弾性力が小さくなる。従って、固有振動数は低下して減衰効果は増大する。この原理は、回転機械の運転状況の変化により共振点が変化することに伴って発生する共振の回避に利用できる。

ここで、軸受の負荷能力の制御について説明する。一般に、軸受の幅を長くすると負荷能力が増す。従って、軸受の偏心率が大きくなって（例えば９０％を超えて）負荷能力が不足する場合には、軸受の偏心率を監視して所定の偏心率に収まるように軸受の幅を変化させる。これによって軸受の負荷能力を増加させることができる。ここで、軸受の偏心率は回転体の偏心量を軸受隙間の大きさで除して得られる。

本発明の好ましい態様は、前記回転体の外周面に半径方向に突出する円板部を設け、前記円板部を収容する凹部を前記支持部材の内周面に形成し、前記凹部の一部を前記可動部材により構成したことを特徴とする。

回転機械の一例であるポンプにおいては、羽根車の回転に伴って流体の圧力分布が軸方向において不平衡となるため、軸方向の荷重を受けるための軸受が必要とされる。このような軸方向の荷重を受けるために、本発明では、回転体の外周面に半径方向に突出する円板部を設け、この円板部を収容する凹部を支持部材の内周面に形成し、凹部の一部を可動部材により構成する。そして、可動部材を軸方向に移動させることにより、回転体に生じる軸方向の荷重と、凹部と円板部との間に形成される軸方向隙間内の圧力分布に起因して発生する力とが平衡になるようにする。また、回転体の円板部と凹部の一部を構成する可動部材との間の軸方向隙間を変化させることで、円板部の表面における周方向圧力分布が変化する。その結果として、円板部の上流側にある狭い隙間の第１の領域の圧力分布を変化させることができ、半径方向に作用する動圧を制御できる。また、同時に、回転体に軸方向に作用する動的な力に起因した軸振動を抑制することもできる。このようにして、軸受の動的な力の高度な制御が可能となる。

本発明の好ましい態様は、前記可動部材を周期的に軸方向に振動させ、前記第２の領域内に圧力交番を発生させる加振手段を設けたことを特徴とする。
本発明によれば、第２の領域内に圧力交番が発生することにより、回転体の半径方向に作用する変動圧力が発生する。この圧力を制御することにより、回転体から発生する振動を抑制する効果や回転体の動的な特性を調べるための加振機能を当該軸受にもたせることが可能となる。

本発明の好ましい態様は、高圧流体を前記第２の領域に供給する高圧流体供給源を設け、前記可動部材が前記第２の領域の幅を広げる方向に移動して所定の位置に到達すると、前記高圧流体供給源から前記第２の領域に高圧流体が供給されることを特徴とする。

本発明によれば、第２の領域に高圧流体を押し込むことによって、回転体と支持部材との隙間全体の圧力分布が変化し、大きな静圧を回転体に対して作用させることができる。例えば、回転機械の起動時において動圧が小さい場合や、キャビテーションの発生により隙間を流れる流体（液体）が気液２相の状態である場合には、通常の動圧軸受では液膜による十分な動圧を発生させることができない。このような場合には、第２の領域に高圧流体を供給することによって負荷能力を増加させることができ、軸受の動的な性能を向上させることができる。

本発明の好ましい態様は、前記可動部材が前記第２の領域の幅を狭める方向に移動して所定の位置に到達すると、前記高圧流体供給源からの前記第２の領域への高圧流体の供給が停止することを特徴とする。
高圧流体供給源から高圧流体が第２の領域に供給されている場合には、軸受のポケット（レセス）に相当する第２の領域における静圧効果による負荷能力が高い反面、減衰能力が低い。これは、静圧軸受の原理に基づく理由による。それに対して、高圧流体供給源を停止し、可動部材を移動させて第２の領域を狭めた（或いはなくした）場合には、第１の領域の端部に最も高い流体圧力を持つ動圧軸受の流れ状態になる。この場合には、静圧軸受と比較して減衰能力が高い。したがって、軸受での動圧が立ちにくい回転機械の起動時には、高圧流体を高圧流体供給源から第２の領域に供給することで静圧軸受として機能させ、動圧が立ち始めた時点で動圧軸受に切り替える。このような構成を備えた本発明に係る流体軸受は、基本的に固体潤滑を必要としないため、支持部材と回転体との接触に伴う磨耗や動力損失などが緩和される。

本発明の好ましい態様は、高圧流体を供給する高圧流体供給源と、前記可動部材の内周面と前記回転体との間に形成された前記第１の領域を前記高圧流体供給源に連通させる第１の流体配管と、前記第２の領域を前記高圧流体供給源に連通させる第２の流体配管と、前記高圧流体供給源からの高圧流体を前記第１の流体配管および前記第２の流体配管のいずれか一方に導く流路切換弁とを更に備え、前記流路切換弁を操作することにより、前記可動部材の内周面と前記回転体との間に形成された前記第１の領域を流れる高圧流体の流れ方向を切り替えることを特徴とする。
本発明によれば、流体軸受の隙間内における高圧流体の流れる方向を切り替えることにより、隙間内の軸方向の圧力分布を変えることができる。この圧力分布を変える作用と可動部材の位置制御との相乗効果により、流体膜から回転体に作用する動的な軸受能力をより幅広く制御することができる。

本発明の好ましい態様は、所定の状態量を検出する状態量検出手段と、状態量の基準となる信号を出力する参照信号発生器と、前記状態量検出手段及び前記参照信号発生器の出力信号を比較して前記回転体の状態を判断する状態判断手段とを更に備え、前記状態判断手段は前記回転体の状態が異常と判断したときは、前記状態判断手段から出力された信号に基づいて前記圧力可変手段を介して前記第２の領域内の流体の圧力を変化させることを特徴とする。

回転体が最高回転速度に到達する前に回転体が共振する場合、すなわち、危険速度を越える場合には、危険速度通過時に減衰力を回転体に与える必要がある。このため、第１の領域の幅を長くし、かつ、第２の領域の幅を短く、またはなくすようにような操作を行う。危険速度を越えたと判断された場合には、第１の領域の幅を短く、かつ、第２の領域の幅を長くするように操作する。これにより、危険速度を通過するときの過大な振動の発生を防止することができる。

危険速度を越えた回転周波数で回転体が回転しているときは、回転体の固有振動数を引き上げておく必要があるため、定常運転時には軸受全体の幅を最も短くすることが好ましい。また、本発明によれば、回転体に作用する減衰力を調整することが可能であるので、万一自励振動が発生した場合でもこれを抑制することが可能となる。

本発明の他の態様は、回転体を非接触に支持する流体軸受であって、前記回転体の半径方向外側に支持部材を設け、前記回転体の外周面に半径方向に突出する円板部を設け、前記円板部を収容する凹部を前記支持部材の内周面に形成し、前記回転体と前記支持部材との間に、半径方向の隙間が狭い第１の領域と、前記第１の領域よりも広い隙間を有する第２の領域とを形成し、前記凹部の一部を構成する軸方向に移動可能な可動部材を設け、前記可動部材と前記円板部との軸方向の隙間を可変としたことを特徴とする。

本発明によれば、潤滑油を用いることなく、潤滑用流体としてプロセス流体自体を用いることができて、その流体が水などの粘性を低い流体である場合においても、良好な軸受能力を得ることができる。そして、動的な軸受能力が向上するので、回転機械の可変速運転が容易になり、危険速度を安全に通過することが可能となり、また、回転機械の振動に対する信頼性も向上できる。従って、高い動圧を発生させるために油を用いる必要がなく、また、油を軸受に供給する装置などを不要とすることができ、オイルレス化や製作コストの削減が実現できる。また、回転体が高速で回転するほど、軸受能力が強まるので高速回転が実現できる。すなわち、多段ポンプに本発明を適用した場合には、羽根車一段あたりのエネルギー密度が上げられる。従って、羽根車の段数を減らすことができるので、回転軸の長さを短くすることができ、省スペース化が実現できる。そして、軸受能力が向上するので、回転機械の振動に対する信頼性が更に増す。

以下、本発明の実施形態について図面を参照して説明する。
図１は本発明の第１の実施形態に係る流体軸受を備える遠心ポンプ示す断面図である。図２は図１に示す流体軸受の断面図である。図３（ａ）乃至図３（ｃ）は図２に示す可動部材を移動させた状態を示す断面図である。なお、本実施形態では、本発明に係る流体軸受を遠心ポンプに用いた例を示しているが、これに限らず他の回転機械にも本発明の流体軸受を用いることができる。

図１に示すように、羽根車１０は回転軸１１に固定され、ケーシング１２内に収容されている。回転軸１１にはモータ３０が連結されており、モータ３０により回転軸１１を介して羽根車１０が回転駆動される。ケーシング１２には吸込口１２ａ及び吐出口１２ｂが形成されており、羽根車１０が回転することにより流体（液体）が吸込口１２ａからケーシング１２内に吸い込まれ、羽根車１０によって昇圧された後、吐出口１２ｂから吐出されるようになっている。羽根車１０の下流側には軸スリーブ１３が配置され、この軸スリーブ１３は回転軸１１の外周面に固定されている。なお、本実施形態では、回転軸１１、羽根車１０、及び軸スリーブ１３により回転体１５が構成される。

羽根車１０の下流側には、軸スリーブ１３と所定の隙間を介して流体軸受２０が設けられている。流体軸受２０は、ケーシング１２に固定される固定部材（ブラケット）２１と、固定部材２１の内周面に配置される円筒状の可動部材（圧力可変手段）２２とを備えている。なお、支持部材は固定部材２１と可動部材２２とから構成される。可動部材２２は軸方向に移動可能に構成されている。流体軸受２０の下流側には、円筒状のカバー部材１６が配置されており、このカバー部材１６の外周面には、可動部材２２の下流側の端部を収容するハウジング１７が設けられている。すなわち、可動部材２２の下流側の端部は、カバー部材１６の周壁とハウジング１７の周壁との間に形成された空間に収容されている。

カバー部材１６の周壁とハウジング１７の周壁との間に形成された空間は、可動部材２２の下流側の端部によって上流側に位置する第１の空間２３と下流側に位置する第２の空間２４とに区画されている。第１の空間２３及び第２の空間２４には、高圧流体供給源２５から流体配管４０を介して流体が供給されるようになっている。流体配管４０には三方弁などのサーボバルブ５０が設けられており、このサーボバルブ５０を操作することにより、第１の空間２３または第２の空間２４のいずれかに流体が供給される。このような構成により、第１の空間２３に流体が供給されると可動部材２２が下流側（第２の領域２を広げる方向）に移動し、第２の空間２４に流体が供給されると可動部材２２が上流側（第２の領域２を狭める方向）に移動する。また、第１の空間２３に流体を供給することで反羽根車側に可動部材２２が移動し、第２の空間２４内の圧力を可動部材２２の羽根車側端部の流体圧力と平衡状態になるように制御することで、可動部材２２の移動を停止させることができる。すなわち、第１の空間２３と第２の空間２４内の圧力を制御することで、可動部材２２の軸方向の位置を決定することができる。

回転する羽根車１０によって昇圧された流体の一部は、流体軸受２０と軸スリーブ１３との隙間に導かれ、カバー部材１６の内部に流れ込む。カバー部材１６にはドレインパイプ２６が設けられており、カバー部材１６の内部に流入した流体は、ドレインパイプ２６を介してポンプの吸込み側に移送されるようになっている。なお、可動部材２２の外周面とハウジング１７の周壁との間には、可動部材２２の動きをガイドするリング状のガイド部材２７が設けられている。

図２に示すように、固定部材２１の内周面には周方向に沿って延びる段差部２１ａが形成されており、固定部材２１の内周面には、第１の内周面２１ｂと、この第１の内周面２１ｂよりも径の大きい第２の内周面２１ｃとが形成されている。上述した可動部材２２は第２の内周面２１ｃの半径方向内側に配置されている。なお、可動部材２２の外周面と第２の内周面２１ｃの間にはＯリングなどのシール部材２８が設けられている。また、可動部材２２の下流側の端部とカバー部材１６の周壁との間、及び可動部材２２の下流側の端部とハウジング１７の周壁との間にも、Ｏリングなどのシール部材２８が設けられている。

第１の内周面２１ｂと回転体１５との間には第１の領域１が形成され、可動部材２２の内周面と回転体１５との間には第１の領域３が形成され、第２の内周面２１ｃと回転体１５との間には第２の領域２が形成されている。すなわち、支持部材（固定部材２１および可動部材２２）と回転体１５との間には、半径方向の隙間が狭い第１の領域１，３と、第１の領域１，３よりも隙間の広い第２の領域２とが形成され、第２の領域２は、第１の領域１，３の間に位置している。

次に、流体軸受２０の機能について図３（ａ）乃至図３（ｃ）を参照して説明する。なお、図３（ａ）乃至図３（ｃ）に示すグラフは、流体軸受と回転体との隙間における軸方向の圧力分布を示すものであり、縦軸は圧力値（Ｐ）を表し、横軸は軸方向の位置を表している。

まず、可動部材２２の端部を段差部２１ａに当接させ、第１の領域１，３が互いに接している状態にする。この時、第２の領域２は形成されない。次に、図３（ａ）乃至図３（ｃ）に示すように、可動部材２２を軸方向に移動させると、広い隙間を有する第２の領域２の幅（軸方向の長さ）が広がると同時に第１の領域３の幅が狭まるため、第２の領域２が形成されないときの状態に比べて隙間全体の圧力バランスが変化する。すなわち、狭い隙間を有する第１の領域１内での圧力損失が大きくなり、狭い隙間を有する第１の領域３内での圧力損失が小さくなる。つまり、第１の領域１，３での圧力損失が変化すると同時に、第２の領域２内の静圧が変化する。流体軸受２０と回転体１５との間に形成される隙間の圧力分布の変化は、回転体１５の振動により発生する動的な流体圧力も変化することを意味している。従って、この圧力分布の変化が動的な力を制御する源となり、回転体１５の振動を制御することが可能となる。

なお、可動部材２２を移動させる機構として、電気的な方法によるアクチュエータやリニアモータ、ボールねじのような機構を採用してもよい。また、本実施形態のように圧力の異なる流体を利用することで可動部材２２の位置決めをすることができる。

次に、本発明の第２の実施形態について図４（ａ）乃至図４（ｄ）を参照して説明する。図４（ａ）は本発明の第２の実施形態に係る流体軸受を示す断面図であり、図４（ｂ）及び図４（ｃ）は可動部材が半径方向に移動した状態を示す断面図である。図４（ｄ）は図４（ｂ）のIV−IV線断面図である。図４（ｂ）及び図４（ｃ）に示すグラフは支持部材と回転体との隙間における周方向の圧力分布を示すものであり、縦軸は圧力値（Ｐ）を表し、横軸は周方向の角度（θ）を表す（図４（ｄ）参照）。なお、特に説明しない構成及び作用については第１の実施形態と同様であるので、重複する説明を省略する。

本実施形態では、可動部材２２は軸方向及び半径方向に移動可能に構成されている。従って、第１の領域１での偏心率と第１の領域３での偏心率とが互いに異なるように設定できる。例えば、図４（ａ）に示すように、最初に、第１の領域１での偏心率と第１の領域３での偏心率とが同一であったとする。図１に示す遠心ポンプのような横軸型の回転機械の場合には、通常回転体１５から軸受に作用する荷重と液膜の反力とが釣り合う位置で回転体１５が支持される。

図４（ｂ）に示すように、可動部材２２を反荷重方向（上方）に移動させると、第１の領域３での偏心率が大きくなり、第１の領域３での負荷能力（軸受力）が大きくなるので、回転体１５は反荷重方向に上昇して釣り合う。逆に、図４（ｃ）に示すように、可動部材２２を荷重方向（下方）に移動させると、第１の領域３での偏心率が小さくなり、第１の領域３の負荷能力が小さくなるので、回転体１５は荷重方向に下降して釣り合う。

回転体の偏心率を変化させるような可動部材２２の動作により、遠心ポンプを構成している羽根車１０の動翼と静翼との間の隙間に対する半径方向位置を制御することができる。その結果、ポンプ効率を向上することができ、また、羽根車１０の動翼と静翼との干渉により発生する流体加振力の低減を実現することができる。また、偏心率が大きくなると、動的な力の異方性（偏心率が大きくなる方向では大きな力が、偏心率が小さくなる方向では小さな力が回転体に働く性質）が生じるので、動的な力を制御することが可能である。

次に、本発明の第３の実施形態について図５及び図６を参照して説明する。
図５（ａ）及び図５（ｂ）は本発明の第３の実施形態に係る流体軸受の第１例を示す断面図である。図６（ａ）及び図６（ｂ）は本発明の第３の実施形態に係る流体軸受の第２例を示す断面図である。なお、特に説明しない構成及び作用については第１の実施形態と同様であるので、重複する説明を省略する。

図５（ａ）及び図５（ｂ）に示すように、回転体１５（軸スリーブ１３）の外周面には半径方向外側に突出する円板部３１が設けられている。この円板部３１を収容するように、固定部材２１には周方向に沿って凹部３２が形成されている。可動部材２２は軸方向に移動可能に構成されている。凹部３２の一部、すなわち、凹部３２の下流側の周壁は可動部材２２の上流側の端部によって構成されている。固定部材２１と回転体１５との間、及び可動部材２２と回転体１５との間には、隙間の狭い第１の領域１，３がそれぞれ形成され、円板部３１の外周面と固定部材２１との間には、隙間の広い第２の領域２が形成される。

本実施形態では、可動部材２２を軸方向に移動させることによって、円板部３１と可動部材２２の端部との間の隙間を変化させることができる。すなわち、図５（ａ）に示すように、円板部３１と可動部材２２の端部との間の隙間が小さい場合は、円板部３１の周方向の圧力損失が大きくなり、同時に第１の領域１，３間の差圧が低下する。従って、半径方向に作用する反力（動圧）が小さくなるが、軸方向の制振性が向上する。

図６（ａ）及び図６（ｂ）に示す第２例のように、可動部材２２と回転体１５との間に狭い隙間の領域を設けずに、円板部３１と可動部材２２との間の軸方向隙間のみを変化させるようにしてもよい。第２例では、可動部材２２の上流側の端部には、半径方向内側に突出する円板状の壁部２２ａが形成されており、この壁部２２ａによって凹部３２の一部、すなわち、凹部３２の下流側の周壁が構成されている。回転体１５と固定部材２１との間には隙間の狭い第１の領域１が形成され、円板部３１の外周面と固定部材２１との間には、隙間の広い第２の領域２が形成される。この可動部材２２の移動により、円板部３１の表面の周方向の圧力分布が変化し、結果として第１の領域１内の圧力分布が変化し、半径方向に作用する反力を制御することが出来る。

次に、本発明の第３の実施形態について図７を参照して説明する。
図７（ａ）は本発明の第３の実施形態に係る流体軸受を示す断面図である。図７（ｂ）乃至図７（ｄ）は、軸方向の圧力分布を示すグラフである。なお、特に説明しない構成及び作用については第１の実施形態と同様であるので、重複する説明を省略する。

図７（ａ）に示すように、固定部材２１には、第２の領域２で開口する流体通路３３が形成されている。この流体通路３３は、流体配管４１及びサーボバルブ（三方弁など）５１を介して高圧流体供給源（例えばポンプ）２５に接続されている。サーボバルブ５１には流体逃し配管３４が接続されており、サーボバルブ５１を操作することにより、高圧流体供給源２５からの流体または流体通路３３から流れ込む流体を流体逃し配管３４から排出させることができる。高圧流体供給源２５は駆動源としてのモータ３０によって駆動され、モータ３０の回転速度はインバータ３５を介してコンピュータ３６により制御が可能である。

高圧流体供給源２５を駆動させると、第２の領域２に高圧流体が供給され、第２の領域２内の圧力が増加する。この場合、流体軸受２０を静圧軸受として機能させることができる。すなわち、可動部材２２を軸方向に移動させて第２の領域２の幅を広げ、さらに高圧流体供給源２５を駆動させて高圧流体を流体通路３３から第２の領域２に供給した場合には、第２の領域２内の静圧値が第１の領域１，３の静圧値と比較して高くなるため、図７（ｂ）に示す圧力分布となり、静圧軸受として機能する。一方、高圧流体供給源２５を停止させ、或いはサーボバルブ５１を操作して流体逃し配管３４と高圧流体供給源２５とを連通させることにより、第２の領域２への高圧流体の供給が停止される。この場合には、流体軸受２０を動圧軸受として機能させることができる。すなわち、第２の領域２の幅を広げた状態で高圧流体供給源２５を停止させると共にサーボバルブ５１を閉じた場合には、図７（ｃ）に示すような圧力分布となり、動圧軸受として機能する。そして、サーボバルブ５１を介して流体逃し配管３４と第２の領域２とを連通させると、第１の領域１内の静圧値の勾配が大きくなり、図７（ｄ）に示すような圧力分布になる。このように、サーボバルブ５１や高圧流体供給源２５を操作することにより流体軸受の負荷能力や動的軸受作用を制御することができる。

さらに、高圧流体供給源２５を作動させた状態で可動部材２２を移動させて第２の領域２の幅を広くすると、第２の領域２での静圧が作用する回転体への投影面積が広がるので静圧軸受としての機能を強めることができる。このような構成により、遠心ポンプの起動時において動圧が十分に生成されない場合や、液体中でのキャビテーションの発生に起因して第１の領域１，３内の流れが気液２相となって動圧が十分に形成されない場合でも、負荷能力（軸受力）が確保でき、回転体１５と固定部材２１との接触によるダメージを防止できる。

次に、本発明の第４の実施形態について図８（ａ）乃至図９（ｄ）を参照して説明する。
図８（ａ）は本発明の第４の実施形態に係る流体軸受を示す断面図であり、図８（ｂ）は図８（ａ）の部分断面図である。図９（ａ）及び図９（ｂ）は本実施形態に係る流体軸受の他の例を示す部分断面図である。なお、特に説明しない構成及び作用については第１及び第３の実施形態と同様であるので、重複する説明を省略する。

図８（ａ）に示すように、可動部材２２の外周面には傾斜部２２ｂが形成されている。また、固定部材２１には、傾斜部２２ｂの位置に対応して位置センサ３７が埋設されており、この位置センサ３７によって可動部材２２の軸方向の位置が検出されるようになっている。位置センサ３７は増幅器３８及びＡ／Ｄ変換器４５を介してコンピュータ３６に接続されており、コンピュータ３６はＤ／Ａ変換器４６を介してインバータ３５に接続されている。また、流体通路３３と高圧流体供給源２５とを接続する流体配管４１にはサーボバルブ５１が設置され、このサーボバルブ５１はＤ／Ａ変換器４６の出力信号を受けて作動するようになっている。

図８（ａ）に示すように、可動部材２２の端部が段差部２１ａに当接して第２の領域２が形成されていない場合は、この可動部材２２の位置を位置センサ３７が検出してコンピュータ３６及びインバータ３５などを介して高圧流体供給源２５を駆動させないようにする。図８（ｂ）に示すように、可動部材２２が軸方向に沿って第２の領域２を広げる方向に移動して所定の位置に到達すると、この可動部材２２の位置を位置センサ３７が検出してコンピュータ３６及びインバータ３５などを介して高圧流体供給源２５を駆動させる。これにより、高圧流体供給源２５から高圧流体が第２の領域２に供給される。従って、第２の領域２内の圧力が上昇し、流体軸受２０を静圧軸受として機能させることができる。また、第２の領域２が形成されている状態において高圧流体供給源２５を停止させるか、或いはサーボバルブ５１を操作すると、第２の領域２への高圧流体の供給が停止され、流体軸受を動圧軸受として機能させることができる。さらに、この状態で、可動部材２２を第２の領域２の幅を狭める方向に所定の位置まで移動させて、第２の領域２の幅を短くした場合または第２の領域２をなくした場合には、動圧軸受としての機能を高めることができる。

図９（ａ）に示す本実施形態に係る流体軸受の例においては、可動部材２２の羽根車側の端部には固定部材２１の内周面に接する位置検出面２２ｃが形成され、可動部材２２には周方向に延びる溝２２ｄが位置検出面２２ｃに隣接して形成されている。すなわち、可動部材２２の外周面には、位置検出面２２ｃと溝２２ｄとによって段差が形成されている。固定部材２１の溝２２ｄに対応する位置には位置センサ３７が埋設されている。このような構成において、可動部材２２が移動して位置検出面２２ｃが位置センサ３７の前にくると、位置センサ３７の出力信号が変化するので、可動部材２２が所定の位置まで移動したことがコンピュータ３６（図８（ａ）参照）などによって検知される。そして、可動部材２２が軸方向に沿って移動して所定の位置に到達すると、コンピュータ３６及びインバータ３５などを介して高圧流体供給源２５が駆動され、高圧流体供給源２５から第２の領域２に高圧流体が供給される。

図９（ｂ）に示す本実施形態に係る流体軸受の例においては、可動部材２２の外周面には、可動部材２２とは材質が異なる金属または非金属からなるターゲット２２ｅが取り付けられている。このような構成によれば、可動部材２２が移動してターゲット２２ｅが位置センサ３７の前にくると、位置センサ３７の出力信号が変化し、これにより、高圧流体供給源２５の駆動を開始させることができる。

次に、本発明の第５の実施形態について図１０（ａ）乃至図１０（ｃ）を参照して説明する。
図１０（ａ）乃至図１０（ｃ）は本発明の第５の実施形態に係る流体軸受を示す断面図である。なお、特に説明しない構成及び作用については第１の実施形態と同様であるので、重複する説明を省略する。

可動部材２２の下流側には、２重の周壁４７ａと円形の側部４７ｂとを有する円筒状のカバー部材４７が配置されている。可動部材２２の下流側の端部はカバー部材４７の２重の周壁４７ａの間に収容されている。また、可動部材２２の外周面と固定部材２１の第２の内周面２１ｃとの間には、可動部材２２の動きをガイドするリング状のガイド部材２７が設けられている。なお、カバー部材４７の側部４７ｂにはドレイン孔４７ｃが設けられている。ドレイン孔４７ｃは吸込み配管（図示せず）に戻される。

２重の周壁４７ａ内の空間は、可動部材２２の下流側の端部によって第１の空間２３と第２の空間２４に区画されている。可動部材２２の下流側の端部、２重の周壁４７ａ、及び側部４７ｂによって画成される第２の空間２４には、高圧源６５から流体配管４２を介して空気などの流体が供給されるようになっている。なお、高圧源６５は第１のモータ５５により駆動されるようになっている。また、第２の空間２４は流体配管４３を介して低圧源５７に連通しており、第２のモータ５６により低圧源５７を駆動させると、低圧源５７により第２の空間２４内の流体が排出され、第２の空間２４が減圧されるようになっている。

固定部材２１には、回転体１５の変位（状態量）を検出する変位センサ（状態量検出手段）５８が埋設されている。この変位センサ５８は増幅器３８を介して状態判断部（状態判断手段）５９に接続されている。この状態判断部５９には、状態量の基準となる信号を出力する参照信号発生器６０が接続されている。そして、状態判断部５９は、変位センサ５８及び参照信号発生器６０の出力信号を比較して、回転体１５の状態、例えば回転体１５が共振しているか否かを判断する。

状態判断部５９は、第１のＯＮ／ＯＦＦスイッチ６３を介して第１のモータ５５に接続されている。状態判断部５９からの指令信号に応じて第１のＯＮ／ＯＦＦスイッチ部６３が作動し、高圧源６５の運転が制御されるようになっている。また、状態判断部５９は、第２のＯＮ／ＯＦＦスイッチ６４を介して第２のモータ５６に接続され、状態判断部５９により低圧源５７が制御される。このような構成により、高圧源６５及び低圧源５７を介して第２の空間２４内の圧力が変化するようになっている。

第１の空間２３よりも第２の空間２４の圧力が低い場合には、図１０（ｂ）に示すように、可動部材２２は下流側に移動し、可動部材２２の下流側の端部がカバー部材４７の側部４７ｂに当接する。この状態において、第２の領域２の幅は最も大きくなる（以下、第１の状態という）。一方、第１の空間２３と第２の空間２４との圧力が等しい場合には、図１０（ａ）に示すように、第２の領域２の幅が第１の状態よりも短くなる（以下、第２の状態という）。さらに、図１０（ｃ）に示すように、第１の空間２３よりも第２の空間２４の圧力が大きい場合は、可動部材２２の上流側の端部が固定部材２１の段差部２１ａに当接する。この状態においては、第２の領域２は形成されない（以下、第３の状態という）。

次に、上述のように構成される流体軸受の動作について図１１（ａ）及び図１１（ｂ）を参照して説明する。図１１（ａ）は、本発明の第５の実施形態に係る流体軸受における状態量の変化を説明するためのグラフ図であり、図１１（ｂ）は従来の流体軸受における状態量の変化を説明するためのグラフ図である。なお、図１１（ａ）及び図１１（ｂ）において、Ｓは状態量を表し、ｔは時間を表し、Ｒは回転体の回転速度を表している。

まず、図１１（ａ）において、回転体１５の始動時には可動部材２２は第１の状態（図１０（ｂ）参照）にある。回転体１５の回転速度が上昇すると、状態量としての回転体１５の変位（振幅）が大きくなる。そして、状態量が参照信号に達すると（ｔ_１）、状態判断部５９は回転体１５の回転速度が危険速度に達したと判断し、第１のモータ５５に指令信号を出力して高圧源６５を駆動させる。これにより、第２の空間２４内の圧力が増加して第３の状態（図１０（ｃ）参照）となり、第２の領域２がなくなり、連続した第１の領域１，３の幅が広がる。したがって、第１の領域１，３での流体流れにより発生する慣性力（付加重量）が増大し、減衰力が大きくなる。これにより、回転体１５の固有振動数が低下するので危険速度が下がり、あたかも回転体１５の回転速度が危険速度を越したような挙動をする。更に、減衰力が大きくなるので、仮に回転体１５の回転速度の近くに危険速度が存在するとしても、共振倍率の低下により回転体１５の変位が小さくなるので、過大な共振が回避できる。

ここで、危険速度とは、回転周波数と回転体１５の固有振動数が一致して共振が発生するときの回転体１５の回転速度を意味する。共振が起こらない程度の十分な時間が経過した後は（ｔ_２）、状態判断部５９は第１のモータ５５を停止させると共に、第２のモータ５６に指令信号を出力し、低圧源５７を駆動させる。これにより、第２の空間２４内の圧力が減少して第１の状態となり、回転体１５の固有振動数が引き上げられ、共振の再発を防止することができる。なお、状態量としては、第１の領域１，３または第２の領域２を流れる流体の圧力が挙げられる。状態量として流体の圧力を用いる場合には、変位センサに代えて圧力センサを用いる。

次に、本発明の第６の実施形態について図１２を参照して説明する。
図１２は本発明の第６の実施形態に係る流体軸受を示す断面図である。なお、特に説明しない構成及び作用については第１及び第５の実施形態と同様であるので、重複する説明を省略する。

第１の空間２３は、流体配管６７，６８を介して高圧源６５に接続され、さらに、流体配管６６，６９を介して低圧源５７に接続されている。また、第２の空間２４は、流体配管６８を介して高圧源６５に接続され、さらに、流体配管６９を介して低圧源５７に接続されている。流体配管６８にはサーボバルブ５２が設けられており、このサーボバルブ５２を操作することにより、高圧源６５からの流体が第１の空間２３または第２の空間２４のいずれか一方に供給されるようになっている。また、流体配管６９にはサーボバルブ５３が設けられており、このサーボバルブ５３を操作することにより、低圧源５７によって第１の空間２３または第２の空間２４が減圧されるようになっている。固定部材２１には第１の空間２３と外部とを連通する通孔８５が形成されている。なお、低圧源５７の目的が、高圧源６５から供給された流体を第１の空間２３または第２の空間２４から排出することのみである場合には、この低圧源５７を省略することも可能である。

それぞれのサーボバルブ５２，５３は、バルブ操作機構５４に接続されている。そして、このバルブ操作機構５４を介してサーボバルブ５２，５３を交互に操作することにより、第１の空間２３及び第２の空間２４内の圧力が所定の周期で交互に増減するようになっている（以下、この圧力を交番圧力という）。バルブ操作機構５４は、交番圧力の周期を変化させる可変機構（図示せず）を備えている。なお、サーボバルブ５２，５３及びバルブ操作機構５４により加振手段が構成される。

このような構成により、可動部材２２は交番圧力により周期的に軸方向に振動し、第２の領域２の幅が周期的に変動する。その結果、第１の領域１，３及び第２の領域２内に発生する動圧が変動し、第１の領域１，３及び第２の領域２内を流れる流体から回転体１５に作用する加振力とその周波数とを制御することが可能となる。

次に、本発明の第７の実施形態について図１３を参照して説明する。
図１３は本発明の第７の実施形態に係る流体軸受を示す断面図である。なお、特に説明しない構成及び作用については第１及び第３の実施形態と同様であるので、重複する説明を省略する。

図１３に示すように、固定部材２１の側面にはカバー部材４９が固定されており、このカバー部材４９の内側には、第１の領域３に連通するチャンバー７７が形成されている。カバー部材４９と高圧流体供給源２５とは流体配管（第１の流体配管）７２を介して接続され、高圧流体供給源２５から流体配管７２を介してチャンバー７７に高圧流体が供給されるようになっている。流体配管７２には流路切換弁６１が設けられており、この流路切換弁６１を操作することにより、高圧流体供給源２５とチャンバー７７とが流体配管７２を介して連通するようになっている。なお、流体配管７２は、流路切換弁６１とチャンバー７７との間に位置するサーボバルブ７９を有しており、このサーボバルブ７９を介してドレイン配管７６が流体配管７２に接続されている。

第２の領域２は、固定部材２１に形成された流体通路３３及び流体配管７４を介してサーボバルブ６２に接続されている。このサーボバルブ６２にはドレイン配管７５および流体配管７３が接続されている。そして、このサーボバルブ６２を操作することによって、流体配管７４は、ドレイン配管７５および流体配管７３のいずれか一方に連通するようになっている。流体配管７３は流路切換弁６１に接続され、この流路切換弁６１を操作することにより、高圧流体供給源２５からの高圧流体は、流体配管７２および流体配管７３のいずれか一方に流入するようになっている。なお、流体配管７３，７４により第２の流体配管が構成される。

上述の構成において、流路切換弁６１を介して高圧流体供給源２５から高圧流体が流体配管７３に流入するときは、サーボバルブ６２を介して流体配管７３が流体配管７４に連通するようになっており、さらに、チャンバー７７がサーボバルブ７９を介してドレイン配管７６に連通するようになっている。したがって、高圧流体は流体配管７３，７４を通って第２の領域２に流入し、第１の領域３を通過してチャンバー７７に流れ込み、ドレイン配管７６から外部に排出される。この時、可動部材２２は流体の圧力分布の変化により第２の領域２の幅を広げる方向に移動する。

一方、流路切換弁６１を介して高圧流体供給源２５から高圧流体が流体配管７２に流入するときは、流体配管７４はサーボバルブ６２を介してドレイン配管７５に連通するようになっている。したがって、高圧流体は流体配管７２からチャンバー７７に流入し、第１の領域３及び第２の領域２を通過し、流体通路３３、流体配管７４、及びドレイン配管７５を介して外部に排出される。この時、可動部材２２は流体の圧力分布の変化により第２の領域２の幅を狭める方向に移動する。この状態での流体軸受は、その両側（第１の領域１側および第１の領域３側）から高圧流体が第２の領域２に流れ込む動圧軸受として機能することになる。したがって、高い圧力の範囲が広がるので負荷能力が高まり、優れた動的軸受能力を得ることができる。また、この状態での流体の圧力分布を軸方向において対称とすることもできる。このように、第１の領域３を流れる高圧流体の流れ方向を切り替えることにより、流体の圧力分布が変化すると共に、可動部材２２を軸方向に移動させることができる。

上述した第１乃至第７の実施形態では、圧力可変手段として可動部材を用いたが、可動部材を用いることなく高圧流体供給源のみを圧力可変手段として用い、高圧流体供給源から第２の領域に高圧流体を供給するようにしてもよい。この例を図１４に示す。
図１４は本発明の第８の実施形態に係る流体軸受を示す断面図である。なお、特に説明しない構成及び作用については上述した第１の実施形態と同様であるので、重複する説明を省略する。

図１４に示すように、固定部材（支持部材）２１の内周面の中央部には、周方向に延びる断面凹状の溝部２１ｄが形成されている。この溝部２１ｄによって、第１の領域１，３の間に第２の領域２が形成されている。第２の領域２は、固定部材２１に形成された通孔９０及び流体通路９１を介して圧力可変手段としての高圧流体供給源２５に連通しており、モータ３０を駆動させることによって高圧流体供給源２５から第２の領域２に高圧流体が供給されるようになっている。なお、モータ３０の回転速度はインバータ３５により加減速されるようになっている。本実施形態によれば、第２の領域２に高圧流体を押し込むことによって、隙間全体の圧力分布が変化し、大きな静圧を回転体１５に対して与えることができる。

なお、本発明は、Ｌ／Ｄが大きく、上流側と下流側との差圧が高いバランスピストンシールや、水中軸受に好適に適用可能な技術である。例えば、本発明に係る流体軸受２０は、バランスピストンシールおよび水中軸受として構成することができる。図１５はバランスピストンシールおよび水中軸受を備えた一般的な遠心ポンプを示す断面図である。なお、図１５において図１と同一の構成には同一の番号を付す。

モータ３０は、回転軸１１の端部に固定されるモータロータ３０ａと、モータロータ３０ａの外周側に配置されるモータステータ３０ｂとを備えている。モータロータ３０ａ及びモータステータ３０ｂはそれぞれモータロータ側キャン７０及びモータステータ側キャン７１で覆われており、これによりモータロータ３０ａ及びモータステータ３０ｂの密封性が確保される。

羽根車１０とモータ３０との間には、バランスピストンシール８０が配置され、モータ３０の下流側には水中軸受８１が配置されている。このバランスピストンシール８０は水中軸受としても機能する。モータカバー８３には流体導入孔８３ａが形成され、水中軸受８１が設けられるブラケット８４には流体排出孔８４ａが形成されている。流体導入孔８３ａから導入された流体はブラケット８４と水中軸受８１との間の隙間を通過した後、流体排出孔８４ａから排出される。また、羽根車１０によって昇圧された流体の一部は、バランスピストンシール８０と軸スリーブ１３との間の隙間に導かれ、さらに、モータロータ側キャン７０及びモータステータ側キャン７１との間を通過した後、流体排出孔８４ａから排出される。なお、この遠心ポンプでは、回転軸１１、羽根車１０、モータロータ３０ａ、及び軸スリーブ１３により回転体が構成される。本発明は、図１５に示すバランスピストンシール８０及び水中軸受８１のいずれにも適用することができる。すなわち、本発明に係る流体軸受は、軸受やシール機構として機能させることができる。

また、本発明は、図１６及び図１７に示すバランスピストンシール及び水中軸受にも適用することができる。図１６及び図１７はバランスピストンシールおよび水中軸受を備えた一般的な遠心ポンプを示す断面図である。なお、図１６及び図１７において図１および図１５と同一の構成には同一の番号を付す。

図１６に示す遠心ポンプは、吸込口１２ａが羽根車１０とモータ３０との間に配置され、吐出口１２ｂ及びバランスピストンシール８０は回転軸１１の下流側の端部に配置されている。図１７に示す遠心ポンプは、回転軸１１の中央にモータ３０、吸込口１２ａ、及び吐出口１２ｂが配置され、モータ３０の両側に羽根車１０が互いに向かうように配置されている。バランスピストンシール８０は回転軸１１の両端部にそれぞれ配置されている。図１６及び図１７に示すバランスピストンシール８０及び水中軸受８１は、本発明に係る流体軸受２０に置き換えることができる。

本発明の第１の実施形態に係る流体軸受を備える遠心ポンプ示す断面図である。 図１に示す流体軸受の断面図である。 図３（ａ）乃至図３（ｃ）は図２に示す可動部材を移動させた状態を示す断面図である。 図４（ａ）は本発明の第２の実施形態に係る流体軸受を示す断面図であり、図４（ｂ）及び図４（ｃ）は可動部材が半径方向に移動した状態を示す断面図である。図４（ｄ）は図４（ｂ）のIV−IV線断面図である。 図５（ａ）及び図５（ｂ）は本発明の第３の実施形態に係る流体軸受の第１例を示す断面図である。 図６（ａ）及び図６（ｂ）は本発明の第３の実施形態に係る流体軸受の第２例を示す断面図である。 図７（ａ）は本発明の第３の実施形態に係る流体軸受を示す断面図であり、図７（ｂ）乃至図７（ｄ）は、軸方向の圧力分布を示すグラフである。 図８（ａ）は本発明の第４の実施形態に係る流体軸受を示す断面図であり、図８（ｂ）は図８（ａ）の部分断面図である。 図９（ａ）及び図９（ｂ）は本発明の第４の実施形態に係る流体軸受の他の例を示す部分断面図である。 図１０（ａ）は本発明の第５の実施形態に係る流体軸受を示す断面図であり、図１０（ｂ）及び１０（ｃ）は図１０（ａ）の部分断面図である。 図１１（ａ）は、本発明の第５の実施形態に係る流体軸受における状態量の変化を説明するためのグラフ図であり、図１１（ｂ）は従来の流体軸受における状態量の変化を説明するためのグラフ図である。 本発明の第６の実施形態に係る流体軸受を示す断面図である。 本発明の第７の実施形態に係る流体軸受を示す断面図である。 本発明の第８の実施形態に係る流体軸受を示す断面図である。 バランスピストンシールおよび水中軸受を備えた一般的な遠心ポンプを示す断面図である。 バランスピストンシールおよび水中軸受を備えた一般的な遠心ポンプを示す断面図である。 バランスピストンシールを備えた一般的な遠心ポンプを示す断面図である。

符号の説明

１，３ 第１の領域
２ 第２の領域
１０ 羽根車
１１ 回転軸
１２ ケーシング
１３ 軸スリーブ
１５ 回転体
１６，４７，４９ カバー部材
１７ ハウジング
２０ 流体軸受
２１ 固定部材
２１ａ 段差部
２１ｂ 第１の内周面
２１ｃ 第２の内周面
２１ｄ 溝部
２２ 可動部材
２２ａ 壁部
２２ｂ 傾斜部
２３ 第１の空間
２４ 第２の空間
２５ 高圧流体供給源
２６ ドレインパイプ
２７ ガイド部材
２８ シール部材
３０ モータ
３１ 円板部
３２ 凹部
３３ 流体通路
３４ 流体逃し配管
３５ インバータ
３６ コンピュータ
３７ 位置センサ
３８ 増幅器
４０，４１，４２，４３，６６，６７，６８，６９，７２，７３，７４，９１ 流体配管
４５ Ａ／Ｄ変換器
４６ Ｄ／Ａ変換器
４７ａ 周壁
４７ｂ 側部
４７ｃ ドレイン孔
５０，５１，５２，５３，６２，７９ サーボバルブ
５４ バルブ操作機構
５５ 第１のモータ
５６ 第２のモータ
５７ 低圧源
５８ 変位センサ（状態量検出手段）
５９ 状態判断部
６０ 参照信号発生器
６１ 流路切換弁
６３ 第１のＯＮ／ＯＦＦスイッチ
６４ 第２のＯＮ／ＯＦＦスイッチ
６５ 高圧源
７０ モータロータ側キャン
７１ モータステータ側キャン
７５，７６ ドレイン配管
７７ チャンバー
８０ バランスピストンシール
８１ 水中軸受
８３ モータカバー
８３ａ 流体導入孔
８４ ブラケット
８４ａ 流体排出孔
８５，９０ 通孔

Claims (10)

1. 回転体を非接触に支持する流体軸受であって、
   前記回転体の半径方向外側に支持部材を設け、前記回転体と前記支持部材との間に、半径方向の隙間が狭い複数の第１の領域と、該複数の第１の領域の間に配置され前記第１の領域よりも広い隙間を有する第２の領域とを形成し、前記第２の領域内の流体の圧力を可変とする圧力可変手段を設け、前記圧力可変手段は、軸方向に移動可能な可動部材であり、該可動部材は前記第２の領域の軸方向の幅を変化させることを特徴とする流体軸受。
2. 前記可動部材は半径方向に移動可能に構成されていることを特徴とする請求項１に記載の流体軸受。
3. 前記複数の第１の領域のうちの少なくとも１つは、前記可動部材の内周面と前記回転体との間に形成されることを特徴とする請求項１又は２に記載の流体軸受。
4. 前記回転体の外周面に半径方向に突出する円板部を設け、前記円板部を収容する凹部を前記支持部材の内周面に形成し、前記凹部の一部を前記可動部材により構成したことを特徴とする請求項１乃至３のいずれか１項に記載の流体軸受。
5. 前記可動部材を周期的に軸方向に振動させ、前記第２の領域内に圧力交番を発生させる加振手段を設けたことを特徴とする請求項１乃至４のいずれか１項に記載の流体軸受。
6. 高圧流体を前記第２の領域に供給する高圧流体供給源を設け、前記可動部材が前記第２の領域の幅を広げる方向に移動して所定の位置に到達すると、前記高圧流体供給源から前記第２の領域に高圧流体が供給されることを特徴とする請求項１乃至５のいずれか１項に記載の流体軸受。
7. 前記可動部材が前記第２の領域の幅を狭める方向に移動して所定の位置に到達すると、前記高圧流体供給源からの前記第２の領域への高圧流体の供給が停止することを特徴とする請求項６に記載の流体軸受。
8. 高圧流体を供給する高圧流体供給源と、前記可動部材の内周面と前記回転体との間に形成された前記第１の領域を前記高圧流体供給源に連通させる第１の流体配管と、前記第２の領域を前記高圧流体供給源に連通させる第２の流体配管と、前記高圧流体供給源からの高圧流体を前記第１の流体配管および前記第２の流体配管のいずれか一方に導く流路切換弁とを更に備え、前記流路切換弁を操作することにより、前記可動部材の内周面と前記回転体との間に形成された前記第１の領域を流れる高圧流体の流れ方向を切り替えることを特徴とする請求項３乃至５のいずれか一項に記載の流体軸受。
9. 所定の状態量を検出する状態量検出手段と、状態量の基準となる信号を出力する参照信号発生器と、前記状態量検出手段及び前記参照信号発生器の出力信号を比較して前記回転体の状態を判断する状態判断手段とを更に備え、前記状態判断手段は前記回転体の状態が異常と判断したときは、前記状態判断手段から出力された信号に基づいて前記圧力可変手段を介して前記第２の領域内の流体の圧力を変化させることを特徴とする請求項１乃至８のいずれか１項に記載の流体軸受。
10. 回転体を非接触に支持する流体軸受であって、
    前記回転体の半径方向外側に支持部材を設け、前記回転体の外周面に半径方向に突出する円板部を設け、前記円板部を収容する凹部を前記支持部材の内周面に形成し、前記回転体と前記支持部材との間に、半径方向の隙間が狭い第１の領域と、前記第１の領域よりも広い隙間を有する第２の領域とを形成し、前記凹部の一部を構成する軸方向に移動可能な可動部材を設け、前記可動部材と前記円板部との軸方向の隙間を可変としたことを特徴とする流体軸受。

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