JP5435215B2

JP5435215B2 - 軸受装置

Info

Publication number: JP5435215B2
Application number: JP2009131088A
Authority: JP
Inventors: 昭伊藤; 洋介近藤
Original assignee: IHI Corp
Current assignee: IHI Corp
Priority date: 2009-05-29
Filing date: 2009-05-29
Publication date: 2014-03-05
Anticipated expiration: 2029-05-29
Also published as: JP2010276161A

Description

本発明は、回転機械の回転シャフトの半径方向荷重を３つ以上の軸受で支持する軸受装置に関する。

ジェットエンジン、ガスタービン、圧縮機、過給機などの回転機械は、回転駆動される回転シャフトと、この回転シャフトの半径方向荷重を支持する複数の軸受とを有する。該軸受として、例えば転がり軸受が使用される。前記各軸受の内部には、回転シャフトの半径方向に隙間（遊び）が存在する。

このような軸受は、通常、１つの回転シャフトに対し２つ設けられる。これら２つの軸受には、回転シャフトの自重または振れにより、前記半径方向荷重が常に作用している。

特開２００４−１００８４１号公報

しかし、回転機械の回転シャフトの半径方向荷重を３つ軸受で支持する場合には、特定の運転回転数において、回転シャフトを２つの軸受のみで支持し、残りの軸受には、半径方向荷重が作用しない場合があり得る。この場合、回転シャフトの支持剛性が変化し、回転機械の振動特性が急激に変わってしまう。具体的には、次の通りである。
まず、前記回転機械の運転回転数範囲内にある回転シャフトの固有振動数を運転域固有振動数とする。回転シャフトにおいて、運転域固有振動数による振動モードの節が軸受の軸方向位置にある場合、該軸受には、該運転域固有振動数の時に回転シャフトから荷重がほとんど作用しなくなる場合がある。この場合、回転シャフトを他の２つの軸受で支持することになるため、回転シャフトの半径方向荷重を支持する支持剛性が変化し、回転機械の振動特性が急激に変わってしまう。回転シャフトの半径方向荷重を４つ以上の軸受で支持する場合も同様である。

本発明者は、上述の課題に着目して、本発明を創案した。即ち、本発明の目的は、回転シャフトを３つ以上の軸受で支持する軸受装置において、運転域固有振動数による振動モードの節が軸受の位置にある場合でも、回転シャフトの支持剛性が変化し、回転機械の振動特性が急激に変わることを防止することにある。

上記目的を達成するため、本発明によると、回転機械の回転シャフトの半径方向荷重を３つ以上の軸受で支持する軸受装置であって、
前記回転機械の運転回転数範囲内にある回転シャフトの固有振動数を運転域固有振動数とし、
該運転域固有振動数による振動モードにおいて、前記回転シャフトを前記軸受のうち２つの軸受のみで支持する際の節にある残りの軸受を、負隙間軸受として構成し、
前記負隙間軸受は、前記回転シャフトから前記回転機械の静止側部材へ常に力を伝達するように構成されている、ことを特徴とする軸受装置が提供される。

上述した本発明の軸受装置では、前記運転域固有振動数による回転シャフトの振動モードにおいて、前記回転シャフトを前記軸受のうち２つの軸受のみで支持する際に節となる軸方向位置にある残りの軸受を、負隙間軸受として構成し、前記負隙間軸受は、前記回転シャフトから前記回転機械の静止側部材へ常に力を伝達するように構成されているので、負隙間軸受は、運転域固有振動数の時にも、回転シャフトからの半径方向荷重を支持する。よって、回転シャフトの支持剛性が変化し、回転機械の振動特性が急激に変わることが防止される。

上述の負隙間軸受は、次のように構成してよい。即ち、前記負隙間軸受は、回転シャフトに取り付けられる内輪と、前記回転機械の静止側部材に取り付けられる外輪と、内輪と外輪との間に設けられる複数の転動体とを有し、前記内輪の外周面と前記外輪の内周面とは、前記回転シャフトの軸方向から見た場合に円形であり、かつ、該外周面と該内周面との隙間は、前記転動体の寸法より小さい。

また、上述の負隙間軸受は、次のように構成してもよい。即ち、前記負隙間軸受は、回転シャフトに取り付けられる内輪と、前記回転機械の静止側部材に取り付けられる外輪と、内輪と外輪との間に設けられる複数の転動体とを有し、前記内輪の外周面と前記外輪の内周面の少なくとも一方は、前記回転シャフトの軸方向から見た場合に非円形であり、かつ、前記回転シャフトの軸を周る周方向において少なくとも部分的に、前記外周面と前記内周面との隙間は、前記転動体の寸法より小さい。

上述した本発明によると、回転シャフトを３つ以上の軸受で支持する軸受装置において、運転域固有振動数による振動モードの節が軸受の位置にある場合でも、回転シャフトの支持剛性が変化し、回転機械の振動特性が急激に変わることを防止できる。

本発明の実施形態による軸受装置の構成を示す模式図である。（Ａ）は、図１の回転シャフトにおける１番目の振動モードの振幅を示し、（Ｂ）は、図１の回転シャフトにおける２番目の振動モードの振幅を示し、（Ｃ）は、図１の回転シャフトにおける３番目の振動モードの振幅を示す。図１のＡ−Ａ矢視図であり、負隙間軸受の構成例を示す。（Ａ）は、図１のＡ−Ａ矢視図であるが、負隙間軸受の別の構成例を示し、（Ｂ）は、図１のＡ−Ａ矢視図であるが、負隙間軸受のさらに別の構成例を示す。本発明の他の実施形態による軸受装置の構成を示す模式図である。（Ａ）は、図５の回転シャフトにおける１番目の振動モードの振幅を示し、（Ｂ）は、図５の回転シャフトにおける２番目の振動モードの振幅を示し、（Ｃ）は、図５の回転シャフトにおける３番目の振動モードの振幅を示す。

本発明を実施するための最良の実施形態を図面に基づいて説明する。なお、各図において共通する部分には同一の符号を付し、重複した説明を省略する。

図１は、本発明の実施形態による軸受装置１０の構成を示す模式図である。軸受装置１０は、回転機械の回転シャフト３の半径方向荷重を３つ以上の軸受（図１では、３つの軸受５ａ，５ｂ，５ｃ）で支持する。回転機械は、回転駆動される回転シャフト３を有し、例えば、ジェットエンジン、ガスタービン、圧縮機、過給機などである。本願では、回転シャフト３に固定されて回転シャフト３と一体的に回転する部材も、回転シャフト３に含まれる。図１では、回転シャフト３に固定される部材（例えば、回転ディスク、動翼、タービン翼、コンプレッサ翼など）を省略している。各軸受５ａ，５ｂ，５ｃは、転がり軸受であってよい。図１において、各軸受５ａ，５ｂ，５ｃは、回転機械に設けられ回転しない静止側部材７に取付けられる。

用語を定義する。本願において、運転域固有振動数は、前記回転機械の運転回転数範囲内にある回転シャフト３の固有振動数である。例えば、ｍを２以上の整数として、１番目の振動モード〜ｍ番目の振動モードの前記固有振動数が、回転機械の運転回転数範囲内にある場合には、１番目の振動モード〜ｍ番目の振動モードの前記各固有振動数が、運転域固有振動数である。なお、運転回転数範囲は、１分間における回転シャフト３の回転数（ｒｐｍ）の範囲であり、例えば、ゼロ〜所定値までの範囲である。固有振動数は、回転シャフト３の共振周波数である。共振周波数の強制振動を回転シャフト３に与えると、回転シャフト３の振幅は増大して回転シャフト３が破損する可能性がある。

本実施形態によると、運転域固有振動数による回転シャフト３の振動モードの節または該節付近にある軸受５ａ，５ｂまたは５ｃを、負隙間軸受として構成する。前記負隙間軸受は、前記回転機械の静止側部材７および回転シャフト３に予圧を作用させるように構成されている。即ち、負隙間軸受は、常に、回転シャフト３から静止側部材７に力を伝達するように、前記回転機械の静止側部材７および回転シャフト３に力を作用させる。

図２（Ａ）は、図１の軸受装置１０において、１番目の振動モードの固有振動数による回転シャフト３の振幅を破曲線で示し、図２（Ｂ）は、図１の軸受装置１０において、２番目の振動モードの固有振動数による回転シャフト３の振幅を破曲線で示し、図２（Ｃ）は、図１の軸受装置１０において、３番目の振動モードの固有振動数による回転シャフト３の振幅を破曲線で示す。この例では、簡単のため、図１の回転シャフト３の運転域固有振動数には、１番目の振動モードの固有振動数、２番目の振動モードの固有振動数および３番目の振動モードの固有振動数があるとする。
図２のように、回転シャフト３において、２番目の振動モードの固有振動数の節が軸受５ｂの位置にある。従って、この軸受５ｂを負隙間軸受として構成する。

図３は、図１のＡ−Ａ矢視図であり、回転シャフト３と静止側部材７に組まれた状態の前記負隙間軸受の構成例を示す。図３に示すように、前記負隙間軸受は、回転シャフト３に取り付けられる内輪９と、前記回転機械の静止側部材７に取り付けられる外輪１１と、内輪９と外輪１１との間に設けられる複数の転動体１３とを有する。内輪９の外周面９ａと外輪１１の内周面１１ａとは、回転シャフト３の軸方向から見た場合に円形（即ち、真円）であり、かつ、前記軸方向に対する半径方向において、外周面９ａと内周面１１ａとの隙間は、転動体１３の寸法より小さく、これにより、前記負隙間軸受は、常に、回転シャフト３から前記回転機械の静止側部材７に力を伝達する。このように、各転動体１３が、常に、内輪９および外輪１１を介して、回転シャフト３から静止側部材７に力を伝達するように、静止側部材７および回転シャフト３に力を作用させる。言い換えると、内輪９と外輪１１とは、各転動体１３に常に予圧を作用させる。なお、内輪９は、回転シャフト３に固定され、外輪１１は、静止側部材７に固定されてよい。転動体１３は、玉またはコロである。また、前記予圧は、軸受５ｂの寿命の低下が許容範囲内に抑えられるように設定する。

図３の構成例では、回転シャフト３の半径方向に関し、内輪９と外輪１１との前記隙間が、転動体１３の寸法よりも小さい。従って、図３において、各転動体１３は、常に、内輪９および外輪１１との間で力を及ぼし合う。

このような負隙間軸受を、例えば、次のように組み立てる。まず、外輪１１を静止側部材７に予め組む。この状態で、外輪１１と静止側部材７を加熱により膨張させる。外輪１１と静止側部材７が膨張することで、外輪１１の内径が大きくなる。この状態で、回転シャフト３と共に、回転シャフト３に組んだ内輪９と転動体１３を外輪１１に通すことで、転動体１３を、内輪９と外輪１１との間に配置する。この時、外周面９ａと内周面１１ａとの前記隙間は前記膨張で大きくなっているので、転動体１３を、内輪９と外輪１１との間に抵抗なく配置できる。その後、外輪１１と静止側部材７が冷めて前記膨張がなくなると、上述のように内輪９と外輪１１とは、各転動体１３に予圧を作用させる。なお、他の方法で、図３の負隙間軸受を組み立ててもよい。

図４（Ａ）、（Ｂ）は、図１のＡ−Ａ矢視図であるが、回転シャフト３と静止側部材７に組まれた状態の負隙間軸受の別の構成例を示す。図４（Ａ）、（Ｂ）の構成例は、以下で説明する以外の点は、図３の構成例と同じである。図４（Ａ）、（Ｂ）に示すように、前記負隙間軸受では、内輪９の外周面９ａと外輪１１の内周面１１ａの少なくとも一方（図４の例では、内周面１１ａ）は、回転シャフト３の軸方向から見た場合に非円形（図４（Ａ）では、複数の円弧からなる形状、図４（Ｂ）では、楕円形）である。また、回転シャフト３の軸を周る周方向において少なくとも部分的に（図４（Ａ）では、周方向箇所１７，１８，１９で、図４（Ｂ）では、周方向箇所１７，１８で）、外周面９ａと内周面１１ａとの前記半径方向の隙間は、転動体１３の前記半径方向の寸法より小さく、これにより、前記負隙間軸受は、常に、回転シャフト３から前記回転機械の静止側部材７に力を伝達する。このように、図４（Ａ）では、周方向箇所１７，１８，１９に位置する転動体１３が、内輪９および外輪１１との間で力を及ぼし合い、図４（Ｂ）では、周方向箇所１７，１８に位置する転動体１３が、内輪９および外輪１１との間で力を及ぼし合い、これにより、前記負隙間軸受は、常に、回転シャフト３から前記回転機械の静止側部材７に力を伝達する。
なお、各転動体１３の周方向位置によらず、常に、１つ以上の転動体１３が、図４（Ａ）では周方向箇所１７，１８，１９に位置し、図４（Ｂ）では周方向箇所１７，１８に位置し、これにより、当該１つ以上の転動体１３は、常に、内輪９および外輪１１との間で力を及ぼし合う。

図４（Ａ）、（Ｂ）の負隙間軸受は、上述した図３の負隙間軸受の組み立てと同じ方法で組み立ててもよいし、他の方法で組み立ててもよい。

なお、図３または図４に基づいて説明した負隙間軸受の他の構成は、一般的な転がり軸受の構成と同じであってよい。例えば、各転動体１３は、図示しない保持器により互いの周方向間隔が保持される。

上述した本発明の実施形態による軸受装置１０では、前記運転域固有振動数による回転シャフト３の振動モードの節となる軸方向位置または該軸方向位置付近にある軸受５ａ，５ｂまたは５ｃを、負隙間軸受として構成し、前記負隙間軸受は、前記回転機械の静止側部材７および回転シャフト３に予圧を作用させるように構成されているので、負隙間軸受には、運転域固有振動数の時にも、回転シャフト３から荷重が作用する。よって、回転シャフト３の支持剛性が変化し、回転機械の振動特性が急激に変わることが防止される。

本発明は上述した実施の形態に限定されず、以下のように本発明の要旨を逸脱しない範囲で種々変更を加え得ることは勿論である。

本発明で使用する負隙間軸受は、図３、図４に示した構成に限定されない。例えば、図４では、軸方向から見た場合に、内輪９の外周面９ａを円形とし、外輪１１の内周面１１ａを非円形としたが、内輪９の外周面９ａを非円形とし、外輪１１の外周面１１ａを円形としてもよい。

また、本発明では、各運転域固有振動数について、該運転域固有振動数の節に位置する転がり軸受（例えば、軸受５ａ，５ｂ，５ｃ）を負隙間軸受として構成するので、負隙間軸受とする軸受の数は２つ以上であってもよい。その一例を図５、図６に基づいて説明する。

図５は、軸受装置１０において、軸受５ａ，５ｂ，５ｃの位置が図１の場合と異なる場合を示す。図６（Ａ）は、図５の軸受装置１０において、１番目の振動モードの固有振動数による回転シャフト３の振幅を破曲線で示し、図６（Ｂ）は、図５の軸受装置１０において、２番目の振動モードの固有振動数による回転シャフト３の振幅を破曲線で示し、図６（Ｃ）は、図５の軸受装置１０において、３番目の振動モードの固有振動数による回転シャフト３の振幅を破曲線で示す。この例では、簡単のため、図５の回転シャフト３の運転域固有振動数には、１番目の振動モードの固有振動数、２番目の振動モードの固有振動数および３番目の振動モードの固有振動数があるとする。
図６のように、回転シャフト３において、２番目の振動モードの固有振動数の節が軸受５ｂの位置にあり、３番目の振動モードの固有振動数の節が軸受５ａの位置にある。従って、これら軸受５ｂ、５ａを上述の負隙間軸受として構成する。

３回転シャフト、５ａ，５ｂ，５ｃ軸受、７静止側部材、
９内輪、９ａ内輪の外周面、１０軸受装置、
１１外輪、１１ａ外輪の内周面、１３転動体、

Claims

回転機械の回転シャフトの半径方向荷重を３つ以上の軸受で支持する軸受装置であって、
前記回転機械の運転回転数範囲内にある回転シャフトの固有振動数を運転域固有振動数とし、
該運転域固有振動数による振動モードにおいて、前記回転シャフトを前記軸受のうち２つの軸受のみで支持する際の節にある残りの軸受を、負隙間軸受として構成し、
前記負隙間軸受は、前記回転シャフトから前記回転機械の静止側部材へ常に力を伝達するように構成されている、ことを特徴とする軸受装置。
前記負隙間軸受は、回転シャフトに取り付けられる内輪と、前記回転機械の静止側部材に取り付けられる外輪と、内輪と外輪との間に設けられる複数の転動体とを有し、
前記内輪の外周面と前記外輪の内周面とは、前記回転シャフトの軸方向から見た場合に円形であり、かつ、該外周面と該内周面との隙間は、前記転動体の寸法より小さい、ことを特徴とする請求項１に記載の軸受装置。
前記負隙間軸受は、回転シャフトに取り付けられる内輪と、前記回転機械の静止側部材に取り付けられる外輪と、内輪と外輪との間に設けられる複数の転動体とを有し、
前記内輪の外周面と前記外輪の内周面の少なくとも一方は、前記回転シャフトの軸方向から見た場合に非円形であり、かつ、前記回転シャフトの軸を周る周方向において少なくとも部分的に、前記外周面と前記内周面との隙間は、前記転動体の寸法より小さい、ことを特徴とする請求項１に記載の軸受装置。