JP6689661B2 - Fluid machinery using journal bearings - Google Patents

Fluid machinery using journal bearings Download PDF

Info

Publication number
JP6689661B2
JP6689661B2 JP2016087192A JP2016087192A JP6689661B2 JP 6689661 B2 JP6689661 B2 JP 6689661B2 JP 2016087192 A JP2016087192 A JP 2016087192A JP 2016087192 A JP2016087192 A JP 2016087192A JP 6689661 B2 JP6689661 B2 JP 6689661B2
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
oil
rotary shaft
lubricating oil
rotating shaft
bearing
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Expired - Fee Related
Application number
JP2016087192A
Other languages
Japanese (ja)
Other versions
JP2017198087A (en
Inventor
和徳 池田
和徳 池田
平野　俊夫
俊夫 平野
勇樹 見村
勇樹 見村
宗久 大野
宗久 大野
威夫 須賀
威夫 須賀
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Toshiba Corp
Toshiba Energy Systems and Solutions Corp
Original Assignee
Toshiba Corp
Toshiba Energy Systems and Solutions Corp
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Toshiba Corp, Toshiba Energy Systems and Solutions Corp filed Critical Toshiba Corp
Priority to JP2016087192A priority Critical patent/JP6689661B2/en
Publication of JP2017198087A publication Critical patent/JP2017198087A/en
Application granted granted Critical
Publication of JP6689661B2 publication Critical patent/JP6689661B2/en
Expired - Fee Related legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Images

Landscapes

  • Sliding-Contact Bearings (AREA)

Description

本実施の形態はジャーナル軸受を用いた流体機械に関する。   The present embodiment relates to a fluid machine using a journal bearing.

蒸気タービン、ガスタービン、圧縮機など大型の流体機械では、回転軸の荷重を支持するためにジャーナル軸受が用いられる。ジャーナル軸受には、その摺動面の構造により、二円弧型やパッド型などの種類がある。以下、パッド型ジャーナル軸受について、蒸気タービンに適用した場合を想定して説明する。   In large fluid machines such as steam turbines, gas turbines, and compressors, journal bearings are used to support the load on the rotating shaft. There are two types of journal bearings, such as a two-arc type and a pad type, depending on the structure of the sliding surface. Hereinafter, the pad-type journal bearing will be described assuming that it is applied to a steam turbine.

図１４に、従来技術のパッド型ジャーナル軸受と蒸気タービンを示す。蒸気タービンは回転軸１と,それを囲うタービンケーシング２を有しており、タービンケーシング２内部を流れる蒸気の熱エネルギーを用いて、回転軸１を回転させて動力を得る。タービンケーシング２の外部には軸受ケーシング３が設けられており、軸受ケーシング３の内部には、パッド４と軸受本体５から構成されるパッド型ジャーナル軸受が設けられている。図１５は図１４のＢ−Ｂ線断面図であり、従来技術のパッド型ジャーナル軸受を示す断面図である。軸受本体５の内周面に複数枚のパッド４が保持されている。各パッド４の外周面の曲率半径は、軸受本体５の内周面の曲率半径よりも小さくなっており、各パッド４は軸受本体５と接しながら自由に傾くことができる。   FIG. 14 shows a prior art pad journal bearing and steam turbine. The steam turbine has a rotary shaft 1 and a turbine casing 2 surrounding the rotary shaft 1, and the thermal energy of steam flowing inside the turbine casing 2 is used to rotate the rotary shaft 1 to obtain power. A bearing casing 3 is provided outside the turbine casing 2, and a pad-type journal bearing including a pad 4 and a bearing body 5 is provided inside the bearing casing 3. FIG. 15 is a sectional view taken along the line BB of FIG. 14, showing a conventional pad type journal bearing. A plurality of pads 4 are held on the inner peripheral surface of the bearing body 5. The radius of curvature of the outer peripheral surface of each pad 4 is smaller than the radius of curvature of the inner peripheral surface of the bearing body 5, and each pad 4 can freely tilt while contacting the bearing body 5.

軸受本体５とそれを載せている軸受台６には給油孔７が加工されており、蒸気タービンの運転中、軸受ケーシング３の外部にある図示しない給油源から、数百ｋＰａの圧力を以て潤滑油が給油孔７に供給され、その後軸受本体５の内部に流入する。また、軸受本体５には、給油孔７と比べて径の細い排油孔８が加工されており、軸受本体５の内部に流入した潤滑油の一部が、排油孔８を経て軸受ケーシング３の外部にある図示しないオイルサイトに導かれて、通油の確認に使用される。   The bearing main body 5 and the bearing stand 6 on which the bearing main body 5 is mounted have an oil supply hole 7 formed therein. During operation of the steam turbine, a lubricating oil is supplied from an oil supply source (not shown) outside the bearing casing 3 with a pressure of several hundred kPa. Is supplied to the oil supply hole 7 and then flows into the bearing body 5. Further, the bearing body 5 is formed with an oil drain hole 8 having a diameter smaller than that of the oil supply hole 7, and a part of the lubricating oil flowing into the bearing body 5 passes through the oil drain hole 8 and the bearing casing. It is guided to an oil site (not shown) outside the unit 3 and used for confirmation of oil passage.

回転軸１が回転すると、軸受本体５の内部の潤滑油が、回転軸１とパッド４との隙間に巻き込まれて油膜圧力が発生し、回転軸１の荷重が支持される。潤滑油は前記の隙間を通過する過程で、同隙間の軸方向端部から軸受本体５の外部に排出される。排出される潤滑油は、前記隙間内の油膜圧力に起因した軸方向の速度成分と、軸１の回転に伴う遠心力に起因した外周方向の速度成分を有しており、図示すると図１４の矢印９のようになる。軸受本体５の外部に排出された潤滑油は、軸受ケーシング３の内部に自由落下し、戻り油孔１０を経て図示しない潤滑油タンクに戻される。   When the rotating shaft 1 rotates, the lubricating oil inside the bearing body 5 is caught in the gap between the rotating shaft 1 and the pad 4, and an oil film pressure is generated to support the load of the rotating shaft 1. The lubricating oil is discharged to the outside of the bearing main body 5 from the axial end portion of the gap while passing through the gap. The discharged lubricating oil has a velocity component in the axial direction due to the oil film pressure in the gap and a velocity component in the outer peripheral direction due to the centrifugal force caused by the rotation of the shaft 1. As shown in FIG. It becomes like arrow 9. The lubricating oil discharged to the outside of the bearing body 5 falls freely inside the bearing casing 3 and is returned to the lubricating oil tank (not shown) through the return oil hole 10.

続いて、図１４を用いて蒸気タービンのシール機構について説明する。タービンケーシング２の端部の回転軸１が貫通する部分には、ケーシング２の内部から高温・高圧の蒸気が流出することを防止するため、あるいはケーシング２の内部に大気が流入することを防止するために、グランド部１１と呼ばれるシール機構が設けられている。グランド部１１にはラビリンスパッキン１２が設けられており、回転軸１とタービンケーシング２との隙間を多段のフィン１３で遮蔽し、軸方向の圧力差を緩衝する構造となっている（特許文献２参照）。   Next, the seal mechanism of the steam turbine will be described with reference to FIG. In order to prevent high-temperature, high-pressure steam from flowing out of the interior of the casing 2 into the portion of the end of the turbine casing 2 through which the rotary shaft 1 penetrates, or to prevent atmospheric air from entering the interior of the casing 2. Therefore, a sealing mechanism called a gland portion 11 is provided. The gland portion 11 is provided with a labyrinth packing 12, and has a structure in which a gap between the rotary shaft 1 and the turbine casing 2 is shielded by multistage fins 13 to buffer the pressure difference in the axial direction (Patent Document 2). reference).

ケーシング２内の作動蒸気圧力室１４の圧力が大気圧よりも低い場合、蒸気供給ライン１７からグランド蒸気ヘッダ１８を経て、グランド部機内側圧力室１５に蒸気が供給される。供給された蒸気の一部は作動蒸気圧力室１４に流入し、残りはグランド部機外側圧力室１６に流入し、グランド蒸気コンデンサ１９に回収される。これにより、作動蒸気圧力室１４に大気が流入することを防止できる。   When the pressure of the working steam pressure chamber 14 in the casing 2 is lower than the atmospheric pressure, steam is supplied from the steam supply line 17 to the gland section internal pressure chamber 15 via the gland steam header 18. Part of the supplied steam flows into the working steam pressure chamber 14, and the rest flows into the gland section machine outer pressure chamber 16 and is collected in the gland steam condenser 19. This can prevent the atmospheric air from flowing into the working steam pressure chamber 14.

一方、ケーシング２内の作動蒸気圧力室１４の圧力が大気圧よりも高い場合、グランド部機内側圧力室１５に流入した作動蒸気の一部は、グランド蒸気ヘッダ１８を経て余剰蒸気回収ライン２０に回収され、残りはグランド部機外側圧力室１６に流入し、グランド蒸気コンデンサ１９に回収される。これにより、作動蒸気圧力室１４からケーシング２の外部に高温・高圧の蒸気が流出することを防止できる。   On the other hand, when the pressure of the working steam pressure chamber 14 in the casing 2 is higher than the atmospheric pressure, a part of the working steam that has flowed into the gland unit inside pressure chamber 15 passes through the gland steam header 18 to the surplus steam recovery line 20. Collected and the rest flows into the gland section outer pressure chamber 16 and is collected in the gland vapor condenser 19. This prevents high-temperature, high-pressure steam from flowing out of the working steam pressure chamber 14 to the outside of the casing 2.

いずれの場合でも、グランド部１１ではシール流体として蒸気を使用しており、運転条件によっては、回転軸１はグランド部１１で数百℃の蒸気と接する場合もある。   In any case, steam is used as the seal fluid in the gland portion 11, and the rotating shaft 1 may come into contact with the steam of several hundreds of degrees Celsius in the gland portion 11 depending on operating conditions.

特開２０１２−１４９６９４JP2012-149694A 特開２０１３−１４４９６７JP, 2013-144967, A

近年、蒸気タービンでは、回転軸の軸長短縮によるコスト削減や、軸受スパン短縮による回転軸の剛性アップを目的として、ジャーナル軸受がタービンケーシングのごく近傍に設けられることが多い。一方、背景技術に示したように、タービンケーシングの端部にはグランド部が設けられており、回転軸はグランド部で数百℃の蒸気と接する場合もある。   In recent years, in steam turbines, journal bearings are often provided in the immediate vicinity of the turbine casing for the purpose of cost reduction by shortening the shaft length of the rotating shaft and increasing rigidity of the rotating shaft by shortening the bearing span. On the other hand, as shown in the background art, a gland portion is provided at the end of the turbine casing, and the rotating shaft may come into contact with steam at several hundred degrees Celsius in the gland portion.

図１４において、ジャーナル軸受がタービンケーシング２の近傍に置かれた場合、グランド部１１で回転軸１が蒸気から受ける熱の影響で、回転軸ジャーナル部（回転軸１のジャーナル軸受に対応する部分）２２も熱膨張すると考えられる。対向するパッド４も、その内周面における潤滑油のせん断摩擦が原因で熱膨張するが、パッド４を含むジャーナル軸受は高々数十℃の潤滑油や大気と接しているため、回転軸ジャーナル部２２の熱膨張の方が大きくなり、回転軸１とパッド４との隙間が狭くなる。   In FIG. 14, when the journal bearing is placed in the vicinity of the turbine casing 2, the rotary shaft journal portion (a portion corresponding to the journal bearing of the rotary shaft 1) is affected by the heat that the rotary shaft 1 receives from the steam in the gland portion 11. It is considered that 22 also thermally expands. The opposing pad 4 also thermally expands due to the shear friction of the lubricating oil on its inner peripheral surface, but the journal bearing including the pad 4 is in contact with the lubricating oil and the atmosphere at a temperature of several tens of degrees Celsius at most, and therefore the rotating shaft journal portion. The thermal expansion of 22 becomes larger, and the gap between the rotary shaft 1 and the pad 4 becomes narrower.

回転軸１とパッド４との隙間が極端に狭くなった場合、パッド４の内周面における潤滑油のせん断摩擦が増大し、パッド４の内周面に用いられている摺動材料の温度が上昇して強度が低下するリスクが考えられる。また、回転軸１とパッド４との接触により、摺動材料が損傷するリスクが考えられる。   When the gap between the rotary shaft 1 and the pad 4 becomes extremely narrow, the shear friction of the lubricating oil on the inner peripheral surface of the pad 4 increases, and the temperature of the sliding material used on the inner peripheral surface of the pad 4 increases. There is a risk of rising and decreasing strength. Further, there is a risk that the sliding material may be damaged by the contact between the rotary shaft 1 and the pad 4.

更に、回転軸１とパッド４との隙間が極端に狭くなった場合、軸受の動特性が変化し、回転軸の振動安定性が悪化するリスクが考えられる。特許文献１に示す通り、回転軸が作動流体から受ける力の等価ばね定数をＫ、ジャーナル軸受の垂直方向のばね定数をＫｘ、水平方向のばね定数をＫｙとすると、回転軸の振動安定条件は以下のように書ける。
Ｋ≦｜Ｋｘ−Ｋｙ｜／２ （１）
すなわち、ジャーナル軸受のばね定数の異方性｜Ｋｘ−Ｋｙ｜が小さいほど、振動安定性が悪化することが知られている。 Furthermore, when the gap between the rotary shaft 1 and the pad 4 becomes extremely narrow, there is a risk that the dynamic characteristics of the bearing change and the vibration stability of the rotary shaft deteriorates. As shown in Patent Document 1, when the equivalent spring constant of the force that the rotary shaft receives from the working fluid is K, the vertical spring constant of the journal bearing is Kx, and the horizontal spring constant is Ky, the vibration stability condition of the rotary shaft is It can be written as
K ≦ | Kx−Ky | / 2 (1)
That is, it is known that the smaller the anisotropy | Kx-Ky | of the spring constant of the journal bearing, the worse the vibration stability.

図１６は、従来技術のパッド型ジャーナル軸受（図１５参照）を対象に、回転軸１とパッド４との隙間を変化させて、軸受の垂直方向のばね定数Ｋｘと水平方向のばね定数Ｋｙ、および異方性｜Ｋｘ−Ｋｙ｜を試算した結果である。軸受隙間が小さくなると、Ｋｘは大きくなるがそれ以上にＫｙが大きくなるため、異方性｜Ｋｘ−Ｋｙ｜が小さくなっている。すなわち、回転軸１とパッド４との隙間が極端に狭くなると、回転軸１の振動安定性が悪化するリスクが考えられる。   FIG. 16 is directed to a conventional pad-type journal bearing (see FIG. 15), in which the gap between the rotary shaft 1 and the pad 4 is changed, and the vertical spring constant Kx and the horizontal spring constant Ky of the bearing, And the anisotropy | Kx-Ky |. When the bearing gap becomes smaller, Kx becomes larger, but Ky becomes larger than that, so that the anisotropy | Kx-Ky | becomes small. That is, when the gap between the rotary shaft 1 and the pad 4 becomes extremely narrow, there is a risk that the vibration stability of the rotary shaft 1 deteriorates.

本実施の形態はこのような点を考慮してなされたものであり、蒸気タービン、ガスタービン、圧縮機などの流体機械において、流体機械の本体ケーシング内に配置された回転軸がケーシング内の高温流体から熱を受ける場合であっても、回転軸と軸受摺動面の間に適正な隙間を確保し、軸受摺動材料の強度や回転軸の振動安定性を維持することができる流体機械を提供することを目的とする。   The present embodiment has been made in consideration of such a point, and in a fluid machine such as a steam turbine, a gas turbine, and a compressor, a rotating shaft arranged in the main body casing of the fluid machine has a high temperature inside the casing. Even when receiving heat from fluid, a fluid machine that can maintain the strength of the bearing sliding material and the vibration stability of the rotating shaft by ensuring an appropriate gap between the rotating shaft and the bearing sliding surface. The purpose is to provide.

本実施の形態は、流体機械の本体ケーシングと、前記本体ケーシング内に回転自在に配置された回転軸と、前記本体ケーシングの外方に配置され、前記回転軸を回動自在に支持するジャーナル軸受と、を備え、前記本体ケーシングと前記ジャーナル軸受との間に、前記回転軸の表面に対して潤滑油を噴射するための潤滑油ノズルを設けた、流体機械である。   In the present embodiment, a main body casing of a fluid machine, a rotary shaft rotatably arranged in the main body casing, and a journal bearing arranged outside the main body casing to rotatably support the rotary shaft. And a lubricating oil nozzle for injecting lubricating oil to the surface of the rotating shaft is provided between the main body casing and the journal bearing.

本実施の形態は、流体機械の本体ケーシングと、前記本体ケーシング内に回転自在に配置された回転軸と、前記本体ケーシングの外方に配置され、前記回転軸を回動自在に支持するジャーナル軸受と、を備え、前記本体ケーシングと前記ジャーナル軸受との間に、前記回転軸の表面に対して圧縮空気を噴射するための圧縮空気ノズルを設けた、流体機械である。   In the present embodiment, a main body casing of a fluid machine, a rotary shaft rotatably arranged in the main body casing, and a journal bearing arranged outside the main body casing to rotatably support the rotary shaft. And a compressed air nozzle for injecting compressed air to the surface of the rotating shaft is provided between the main body casing and the journal bearing.

本実施の形態は、流体機械の本体ケーシングと、前記本体ケーシング内に回転自在に配置された回転軸と、前記本体ケーシングの外方に配置され、前記回転軸を回動自在に支持するジャーナル軸受と、を備え、前記ジャーナル軸受は上半部と下半部とを有し、前記ジャーナル軸受の上半部のうち本体ケーシング側に、開口をもつとともに前記回転軸と前記ジャーナル軸受の摺動面の隙間から排出される潤滑油を貯える油受けを設け、この油受けは潤滑油を回転軸側に導く案内路を有する、流体機械である。   In the present embodiment, a main body casing of a fluid machine, a rotary shaft rotatably arranged in the main body casing, and a journal bearing arranged outside the main body casing to rotatably support the rotary shaft. The journal bearing has an upper half part and a lower half part, and has an opening on the main body casing side of the upper half part of the journal bearing and has a sliding surface of the rotary shaft and the journal bearing. Is a fluid machine having an oil receiver for storing the lubricating oil discharged from the gap, and having a guide path for guiding the lubricating oil to the rotating shaft side.

本実施の形態は、流体機械の本体ケーシングと、前記本体ケーシング内に回転自在に配置された回転軸と、前記本体ケーシングの外方に配置され、前記回転軸を回動自在に支持するジャーナル軸受と、を備え、前記ジャーナル軸受は上半部と下半部とを有し、前記ジャーナル軸受の下半部のうち本体ケーシング側に、前記回転軸と前記ジャーナル軸受の摺動面との隙間から排出される潤滑油を集積するための油容器を設け、前記油容器は回転軸の最下点よりも上方に、油溜まり内の潤滑油をオーバーフローさせるための開口部を有する、流体機械である。   In the present embodiment, a main body casing of a fluid machine, a rotary shaft rotatably arranged in the main body casing, and a journal bearing arranged outside the main body casing to rotatably support the rotary shaft. The journal bearing has an upper half portion and a lower half portion, and in the main body casing side of the lower half portion of the journal bearing, from the gap between the rotary shaft and the sliding surface of the journal bearing. A fluid machine having an oil container for accumulating discharged lubricating oil, the oil container having an opening for overflowing the lubricating oil in the oil sump above the lowest point of the rotating shaft. .

本実施の形態によれば、回転軸と軸受摺動面との間に適正な隙間を確保し、軸受摺動材料の強度や回転軸の振動安定性を維持することができる。   According to the present embodiment, an appropriate gap can be secured between the rotary shaft and the bearing sliding surface, and the strength of the bearing sliding material and the vibration stability of the rotary shaft can be maintained.

第１の実施の形態による流体機械を示す図。The figure which shows the fluid machine by 1st Embodiment. 図１のＡ−Ａ線断面図。Sectional view on the AA line of FIG. 第２の実施の形態による流体機械を示す図。The figure which shows the fluid machine by 2nd Embodiment. 第３の実施の形態による流体機械を示す図。The figure which shows the fluid machine by 3rd Embodiment. 第４の実施の形態による流体機械を示す図。The figure which shows the fluid machine by 4th Embodiment. 図５のＡ−Ａ線断面図。The sectional view on the AA line of FIG. 第５の実施の形態による流体機械を示す図。The figure which shows the fluid machine by 5th Embodiment. 第６の実施の形態による流体機械を示す図。The figure which shows the fluid machine by 6th Embodiment. 第７の実施の形態による流体機械を示す図。The figure which shows the fluid machine by 7th Embodiment. 図９のＡ−Ａ線断面図。The sectional view on the AA line of FIG. 第８の実施の形態による流体機械を示す図。The figure which shows the fluid machine by 8th Embodiment. 図１１のＡ−Ａ線断面図。The sectional view on the AA line of FIG. 第９の実施の形態による流体機械を示す図。The figure which shows the fluid machine by 9th Embodiment. 従来技術の流体機械を示す図。The figure which shows the fluid machine of a prior art. 図１４のＢ−Ｂ線断面図。The BB sectional view taken on the line of FIG. パッド型ジャーナル軸受で軸受隙間がばね定数に与える影響の試算結果を示す図。The figure which shows the trial calculation result of the influence which a bearing clearance gives to a spring constant in a pad type journal bearing.

（第１の実施の形態）
以下、本実施の形態によるジャーナル軸受およびこれを用いた流体機械の実施の形態を、図面を参照して説明する。各図面はパッド型ジャーナル軸受を蒸気タービンに適用した場合を想定したものであるが、本発明はその他の種類のジャーナル軸受や流体機械についても同様に適用可能である。 (First embodiment)
Hereinafter, embodiments of a journal bearing and a fluid machine using the journal bearing according to the present embodiment will be described with reference to the drawings. Although each drawing assumes the case where the pad type journal bearing is applied to the steam turbine, the present invention is similarly applicable to other types of journal bearings and fluid machinery.

図１および図２は第１の実施の形態による流体機械を示す図である。ここで図１は第１の実施の形態による流体機械を示す図であり、図２は図１のＡ−Ａ線断面図である。   1 and 2 are views showing a fluid machine according to a first embodiment. Here, FIG. 1 is a view showing a fluid machine according to the first embodiment, and FIG. 2 is a sectional view taken along the line AA of FIG.

図１および図２に示すように、流体機械となる蒸気タービンはタービンケーシング（流体機械の本体ケーシング）２と、タービンケーシング２内に回転自在に配置された回転軸１とを備えている。   As shown in FIGS. 1 and 2, a steam turbine serving as a fluid machine includes a turbine casing (main body casing of the fluid machine) 2 and a rotary shaft 1 rotatably arranged in the turbine casing 2.

図１および図２において、蒸気タービンは、タービンケーシング２内部を流れる蒸気の熱エネルギーを用いて、回転軸１を回転させて動力を得る。タービンケーシング２の外部には軸受ケーシング３が設けられており、軸受ケーシング３の内部には、パッド４と軸受本体５から構成されるパッド型ジャーナル軸受５０が設けられている。またパッド型ジャーナル５０は、２つ割された上半部５０Ａと下半部５０Ｂとを含む。また軸受本体５の内周面に複数枚のパッド（軸受摺動材料）４が保持されている。各パッド４の外周面の曲率半径は、軸受本体５の内周面の曲率半径よりも小さくなっており、各パッド４は軸受本体５と接しながら自由に傾くことができる。   1 and 2, the steam turbine uses the thermal energy of steam flowing inside the turbine casing 2 to rotate the rotary shaft 1 to obtain power. A bearing casing 3 is provided outside the turbine casing 2, and a pad-type journal bearing 50 including a pad 4 and a bearing body 5 is provided inside the bearing casing 3. Further, the pad-type journal 50 includes an upper half portion 50A and a lower half portion 50B which are divided into two. Further, a plurality of pads (bearing sliding material) 4 are held on the inner peripheral surface of the bearing body 5. The radius of curvature of the outer peripheral surface of each pad 4 is smaller than the radius of curvature of the inner peripheral surface of the bearing body 5, and each pad 4 can freely tilt while contacting the bearing body 5.

軸受本体５とそれを載せている軸受台６には給油孔７が加工されており、蒸気タービンの運転中、軸受ケーシング３の外部にある図示しない給油源から、数百ｋＰａの圧力を以て潤滑油が給油孔７に供給され、その後軸受本体５の内部に流入する。また、軸受本体５には、給油孔７と比べて径の細い排油孔が加工されており、軸受本体５の内部に流入した潤滑油の一部が、排油孔を経て軸受ケーシング３の外部にある図示しないオイルサイトに導かれて、通油の確認に使用される。   The bearing main body 5 and the bearing stand 6 on which the bearing main body 5 is mounted have an oil supply hole 7 formed therein. During operation of the steam turbine, a lubricating oil is supplied from an oil supply source (not shown) outside the bearing casing 3 with a pressure of several hundred kPa. Is supplied to the oil supply hole 7 and then flows into the bearing body 5. Further, the bearing main body 5 is formed with an oil discharge hole having a diameter smaller than that of the oil supply hole 7, so that a part of the lubricating oil flowing into the bearing main body 5 passes through the oil discharge hole and is discharged from the bearing casing 3. It is guided to an external oil site (not shown) and used to confirm oil passage.

回転軸１が回転すると、軸受本体５の内部の潤滑油が、回転軸１とパッド４との隙間に巻き込まれて油膜圧力が発生し、回転軸１の荷重が支持される。潤滑油は前記の隙間を通過する過程で、同隙間の軸方向端部から軸受本体５の外部に排出される。排出される潤滑油は、前記隙間内の油膜圧力に起因した軸方向の速度成分と、軸１の回転に伴う遠心力に起因した外周方向の速度成分を有しており、図示すると図１の矢印９のようになる。軸受本体５の外部に排出された潤滑油は、軸受ケーシング３の内部に自由落下し、戻り油孔１０を経て図示しない潤滑油タンクに戻される。   When the rotating shaft 1 rotates, the lubricating oil inside the bearing body 5 is caught in the gap between the rotating shaft 1 and the pad 4, and an oil film pressure is generated to support the load of the rotating shaft 1. The lubricating oil is discharged to the outside of the bearing main body 5 from the axial end portion of the gap while passing through the gap. The discharged lubricating oil has an axial velocity component due to the oil film pressure in the gap and an outer peripheral velocity component due to the centrifugal force caused by the rotation of the shaft 1. As shown in FIG. It becomes like arrow 9. The lubricating oil discharged to the outside of the bearing body 5 falls freely inside the bearing casing 3 and is returned to the lubricating oil tank (not shown) through the return oil hole 10.

続いて、蒸気タービンのシール機構について説明する。タービンケーシング２の端部の回転軸１が貫通する部分には、ケーシング２の内部から高温・高圧の蒸気が流出することを防止するため、あるいはケーシング２の内部に大気が流入することを防止するために、グランド部１１と呼ばれるシール機構が設けられている。グランド部１１にはラビリンスパッキン１２が設けられており、回転軸１とタービンケーシング２との隙間を多段のフィン１３で遮蔽し、軸方向の圧力差を緩衝する構造となっている。   Next, the seal mechanism of the steam turbine will be described. In order to prevent high-temperature, high-pressure steam from flowing out of the interior of the casing 2 into the portion of the end of the turbine casing 2 through which the rotary shaft 1 penetrates, or to prevent atmospheric air from entering the interior of the casing 2. Therefore, a sealing mechanism called a gland portion 11 is provided. A labyrinth packing 12 is provided in the gland portion 11 and has a structure in which a gap between the rotary shaft 1 and the turbine casing 2 is shielded by a multi-stage fin 13 to buffer a pressure difference in the axial direction.

ケーシング２内の作動蒸気圧力室１４の圧力が大気圧よりも低い場合、蒸気供給ライン１７からグランド蒸気ヘッダ１８を経て、グランド部機内側圧力室１５に蒸気が供給される。供給された蒸気の一部は作動蒸気圧力室１４に流入し、残りはグランド部機外側圧力室１６に流入し、グランド蒸気コンデンサ１９に回収される。これにより、作動蒸気圧力室１４に大気が流入することを防止できる。   When the pressure of the working steam pressure chamber 14 in the casing 2 is lower than the atmospheric pressure, steam is supplied from the steam supply line 17 to the gland section internal pressure chamber 15 via the gland steam header 18. Part of the supplied steam flows into the working steam pressure chamber 14, and the rest flows into the gland section machine outer pressure chamber 16 and is collected in the gland steam condenser 19. This can prevent the atmospheric air from flowing into the working steam pressure chamber 14.

一方、ケーシング２内の作動蒸気圧力室１４の圧力が大気圧よりも高い場合、グランド部機内側圧力室１５に流入した作動蒸気の一部は、グランド蒸気ヘッダ１８を経て余剰蒸気回収ライン２０に回収され、残りはグランド部機外側圧力室１６に流入し、グランド蒸気コンデンサ１９に回収される。これにより、作動蒸気圧力室１４からケーシング２の外部に高温・高圧の蒸気が流出することを防止できる。   On the other hand, when the pressure of the working steam pressure chamber 14 in the casing 2 is higher than the atmospheric pressure, a part of the working steam that has flowed into the gland unit inside pressure chamber 15 passes through the gland steam header 18 to the surplus steam recovery line 20. Collected and the rest flows into the gland section outer pressure chamber 16 and is collected in the gland vapor condenser 19. This prevents high-temperature, high-pressure steam from flowing out of the working steam pressure chamber 14 to the outside of the casing 2.

いずれの場合でも、グランド部１１ではシール流体として蒸気を使用しており、運転条件によっては、回転軸１はグランド部１１で数百℃の蒸気と接する場合もある。   In any case, steam is used as the seal fluid in the gland portion 11, and the rotating shaft 1 may come into contact with the steam of several hundreds of degrees Celsius in the gland portion 11 depending on operating conditions.

またタービンケーシング２とジャーナル軸受５０との間、具体的には回転軸１がタービンケーシング２から出る箇所から、回転軸１がジャーナル軸受のパッド４と対向する箇所までの範囲内に、回転軸１の表面に対して潤滑油を噴射するためのノズル（潤滑油ノズル）２３が設けられている。また、軸受本体５に、給油孔７と連通する噴射油抽出孔２４が設けられ、この噴射油抽出孔２４と各ノズル２３は噴射油配管２５で接続されている。   Further, between the turbine casing 2 and the journal bearing 50, specifically, within a range from a position where the rotary shaft 1 exits the turbine casing 2 to a position where the rotary shaft 1 faces the pad 4 of the journal bearing, A nozzle (lubricating oil nozzle) 23 for injecting lubricating oil to the surface of the is provided. Further, the bearing body 5 is provided with an injection oil extraction hole 24 communicating with the oil supply hole 7, and the injection oil extraction hole 24 and each nozzle 23 are connected by an injection oil pipe 25.

次にこのような構成からなる本実施の形態の作用について説明する。   Next, the operation of the present embodiment having such a configuration will be described.

図１および図２において、蒸気タービンの運転中、数百ｋＰａの圧力を以て潤滑油が給油孔７に供給されると、潤滑油の一部は噴射油抽出孔２４と噴射油配管２５を経て、ノズル２３から回転軸１の表面に対して軸方向にＬ’の範囲に渡って、かつ円周方向にα’の範囲に渡って噴射される。回転軸１に表面に衝突した潤滑油は、軸受ケーシング３の内部に自由落下し、戻り油孔１０を経て図示しない潤滑油タンクに戻される。   1 and 2, when the lubricating oil is supplied to the oil supply hole 7 at a pressure of several hundred kPa during the operation of the steam turbine, part of the lubricating oil passes through the injection oil extraction hole 24 and the injection oil pipe 25, It is ejected from the nozzle 23 over the surface of the rotary shaft 1 over the range L ′ in the axial direction and over the range α ′ in the circumferential direction. The lubricating oil that has collided with the surface of the rotating shaft 1 freely falls inside the bearing casing 3 and is returned to the lubricating oil tank (not shown) through the return oil hole 10.

他方、図１および図２に示すように、タービンケーシング２の端部にはグランド部１１が設けられている。グランド部１１ではシール流体として蒸気を使用しており、運転条件によっては、回転軸１はグランド部１１で数百℃の蒸気と接する場合もある。このような場合、蒸気から回転軸１に熱が流入することも考えられる。特にグランド部１１とジャーナル軸受５０との軸方向距離が短く設定される場合は、その熱流入は顕著となる。   On the other hand, as shown in FIGS. 1 and 2, a gland portion 11 is provided at the end of the turbine casing 2. Steam is used as the seal fluid in the gland portion 11, and the rotating shaft 1 may come into contact with the steam of several hundreds of degrees Celsius in the gland portion 11 depending on operating conditions. In such a case, heat may flow from the steam to the rotary shaft 1. In particular, when the axial distance between the gland portion 11 and the journal bearing 50 is set to be short, the heat inflow becomes remarkable.

本実施の形態では、上述のように回転軸１がタービンケーシング２から出る箇所から、回転軸１がジャーナル軸受のパッド４と対向する箇所までの範囲内に、数十℃の潤滑油が噴射されるため、グランド部１１から回転軸１側へ流入した熱が潤滑油によって持ち去られ、回転軸ジャーナル部（回転軸１のジャーナル軸受５０に対応する部分）２２の熱膨張が抑制される。   In the present embodiment, as described above, the lubricating oil of several tens of degrees Celsius is injected within the range from the position where the rotary shaft 1 comes out of the turbine casing 2 to the position where the rotary shaft 1 faces the pad 4 of the journal bearing. Therefore, the heat that has flowed into the rotary shaft 1 side from the gland portion 11 is carried away by the lubricating oil, and the thermal expansion of the rotary shaft journal portion (the portion corresponding to the journal bearing 50 of the rotary shaft 1) 22 is suppressed.

以上のように本実施の形態によれば,回転軸ジャーナル部２０の熱膨張が抑制されるため、回転軸１とパッド４の摺動面の間に十分な隙間が確保される。その結果、パッド（軸受）の温度が低く抑えられ、パッド４の材料の強度を維持することができる。また、ジャーナル軸受５０のばね定数の異方性が確保され、振動安定性を維持することができる。更に、回転軸１の冷却媒体としてジャーナル軸受５０の潤滑油の一部を利用するため、冷却媒体を循環させるための系統追設が不要となる。   As described above, according to the present embodiment, thermal expansion of the rotary shaft journal portion 20 is suppressed, and thus a sufficient gap is secured between the rotary shaft 1 and the sliding surface of the pad 4. As a result, the temperature of the pad (bearing) is kept low, and the strength of the material of the pad 4 can be maintained. Further, the anisotropy of the spring constant of the journal bearing 50 is secured, and the vibration stability can be maintained. Furthermore, since a part of the lubricating oil of the journal bearing 50 is used as the cooling medium of the rotating shaft 1, it is not necessary to additionally install a system for circulating the cooling medium.

（第２の実施の形態）
次に図３により第２の実施の形態による流体機械について説明する。 (Second embodiment)
Next, a fluid machine according to the second embodiment will be described with reference to FIG.

図３は、第２の実施の形態による蒸気タービン（流体機械）を示す図である。図３に示すように、ノズル２３から噴射される潤滑油２６が、回転軸１の軸方向の速度成分を持つように、ノズル２３の取り付け角度が設定されている。図３に示す第２の実施の形態において、他の構成は、図１および図２に示す第１の実施の形態と略同一である。図３に示す第２の実施の形態において、図１および図２に示す第１の実施の形態と同一部分には同一符号を付して詳細な説明は省略する。   FIG. 3 is a diagram showing a steam turbine (fluid machine) according to the second embodiment. As shown in FIG. 3, the mounting angle of the nozzle 23 is set so that the lubricating oil 26 injected from the nozzle 23 has a velocity component in the axial direction of the rotary shaft 1. The other configurations of the second embodiment shown in FIG. 3 are substantially the same as those of the first embodiment shown in FIGS. 1 and 2. In the second embodiment shown in FIG. 3, the same parts as those in the first embodiment shown in FIGS. 1 and 2 are designated by the same reference numerals, and detailed description thereof will be omitted.

図３において、本実施例でノズル２３から噴射される潤滑油２６が回転軸１と衝突する軸方向の範囲Ｌが示されている。この潤滑油２６が回転軸１と衝突する範囲Ｌは、図１に示す潤滑油２６が回転軸１と衝突する軸方向の範囲Ｌ’より大きくなっている。   In FIG. 3, an axial range L in which the lubricating oil 26 injected from the nozzle 23 collides with the rotating shaft 1 in this embodiment is shown. The range L in which the lubricating oil 26 collides with the rotating shaft 1 is larger than the axial range L ′ in which the lubricating oil 26 collides with the rotating shaft 1 shown in FIG.

このように本実施の形態では、潤滑油２６が回転軸１の軸方向の速度成分を持つように傾いて噴射されるため、潤滑油２６が回転軸１と接する面積が広くなる。その結果、冷却媒体である潤滑油２６が回転軸１から持ち去る熱量が多くなり、回転軸ジャーナル部２２の熱膨張の抑制がより確実となる。   As described above, in the present embodiment, since the lubricating oil 26 is sprayed while being inclined so as to have a velocity component in the axial direction of the rotating shaft 1, the area in which the lubricating oil 26 contacts the rotating shaft 1 becomes large. As a result, the amount of heat carried by the lubricating oil 26, which is the cooling medium, from the rotary shaft 1 increases, and the thermal expansion of the rotary shaft journal portion 22 is more reliably suppressed.

このため,回転軸１とパッド４の摺動面の間の隙間確保がより確実となる。その結果、パッド４の温度が低く抑えられ、パッド４の材料の強度を維持することがより確実となる。また、ジャーナル軸受５０のばね定数の異方性が確保され、振動安定性をより確実に維持することがより確実となる。   Therefore, the clearance between the rotating shaft 1 and the sliding surface of the pad 4 can be secured more reliably. As a result, the temperature of the pad 4 is suppressed low, and it becomes more reliable to maintain the strength of the material of the pad 4. Further, the anisotropy of the spring constant of the journal bearing 50 is ensured, and the vibration stability is more reliably maintained.

（第３の実施の形態）
次に図４により第３の実施の形態による流体機械について説明する。 (Third Embodiment)
Next, a fluid machine according to the third embodiment will be described with reference to FIG.

図４は、第３の実施の形態による蒸気タービン（流体機械）を示す図である。図４に示すように、ノズル２３から噴射される潤滑油２６が、回転軸１の接線方向の速度成分を持つように、ノズル２３の取り付け角度が設定されている。図４に示す第３の実施の形態において、他の構成は図１および図２に示す第１の実施の形態と略同一である。図４に示す第２の実施の形態において、図１および図２に示す第１の実施の形態と同一部分には同一符号を付して詳細な説明は省略する。   FIG. 4 is a diagram showing a steam turbine (fluid machine) according to the third embodiment. As shown in FIG. 4, the mounting angle of the nozzle 23 is set so that the lubricating oil 26 injected from the nozzle 23 has a velocity component in the tangential direction of the rotating shaft 1. The other configuration of the third embodiment shown in FIG. 4 is substantially the same as that of the first embodiment shown in FIGS. 1 and 2. In the second embodiment shown in FIG. 4, the same parts as those of the first embodiment shown in FIGS. 1 and 2 are designated by the same reference numerals, and detailed description thereof will be omitted.

図４に示すように、本実施例でノズル２３から噴射される潤滑油２６が回転軸１と衝突する円周方向の範囲がαで示されている。図４において潤滑油２６が回転軸１と衝突する円周方向の範囲αは図２に示す潤滑油２６が回転軸１と衝突する円周方向の範囲α’より大きくなっている。   As shown in FIG. 4, the range in the circumferential direction in which the lubricating oil 26 injected from the nozzle 23 collides with the rotating shaft 1 in this embodiment is indicated by α. In FIG. 4, the circumferential range α in which the lubricating oil 26 collides with the rotating shaft 1 is larger than the circumferential range α ′ in which the lubricating oil 26 collides with the rotating shaft 1 shown in FIG.

このように本実施の形態では、潤滑油２６が回転軸１の接線方向の速度成分を持つように傾いて噴射されるため、潤滑油２６が回転軸１と接する面積が広くなる。その結果、冷却媒体である潤滑油２６が回転軸１から持ち去る熱量が多くなり、回転軸ジャーナル部２２の熱膨張の抑制がより確実となる。   As described above, in the present embodiment, since the lubricating oil 26 is jetted while being inclined so as to have a velocity component in the tangential direction of the rotating shaft 1, the area in which the lubricating oil 26 contacts the rotating shaft 1 becomes large. As a result, the amount of heat carried by the lubricating oil 26, which is the cooling medium, from the rotary shaft 1 increases, and the thermal expansion of the rotary shaft journal portion 22 is more reliably suppressed.

（第４の実施の形態）
次に図５および図６により、第４の実施の形態による流体機械について説明する。ここで図５は第４の実施の形態による流体機械を示す図であり、図６は図５のＡ−Ａ線断面図である。 (Fourth Embodiment)
Next, a fluid machine according to a fourth embodiment will be described with reference to FIGS. 5 and 6. Here, FIG. 5 is a diagram showing a fluid machine according to a fourth embodiment, and FIG. 6 is a sectional view taken along the line AA of FIG.

図５および図６に示すように、回転軸１がタービンケーシング２から出る箇所から、回転軸１がジャーナル軸受のパッド４と対向する箇所までの範囲内に、回転軸１の表面に対して軸方向にＬ’の範囲に渡って、かつ円周方向にα’の範囲に渡って圧縮空気を噴射するためのノズル（圧縮空気ノズル）２３Ａが設けられている。また各ノズル２３と図示しない圧縮空気供給源は圧縮空気配管２７で接続されている。   As shown in FIG. 5 and FIG. 6, within the range from the position where the rotary shaft 1 emerges from the turbine casing 2 to the position where the rotary shaft 1 faces the pad 4 of the journal bearing, the shaft is attached to the surface of the rotary shaft 1. A nozzle (compressed air nozzle) 23A for injecting compressed air over the range of L'in the direction and over the range of α'in the circumferential direction is provided. Further, each nozzle 23 and a compressed air supply source (not shown) are connected by a compressed air pipe 27.

図５および図６に示す第４の実施の形態において、他の構成は図１および図２に示す第１の実施の形態と略同一である。図５および図６に示す第４の実施の形態において、図１および図２に示す第１の実施の形態と同一部分には同一符号を付して詳細な説明は省略する。   Other configurations of the fourth embodiment shown in FIGS. 5 and 6 are substantially the same as those of the first embodiment shown in FIGS. 1 and 2. In the fourth embodiment shown in FIGS. 5 and 6, the same parts as those in the first embodiment shown in FIGS. 1 and 2 are designated by the same reference numerals, and detailed description thereof will be omitted.

図５および図６に示す蒸気タービンなどの流体機械が設置されているプラントでは、周辺機器の制御などを目的として数百ｋＰａの圧縮空気を供給する系統が常設されている。本実施の形態では、ノズル２３Ａから噴射する空気の供給源として、左記のような常設の圧縮空気系統を利用する。   In a plant in which a fluid machine such as a steam turbine shown in FIGS. 5 and 6 is installed, a system for supplying compressed air of several hundred kPa is permanently installed for the purpose of controlling peripheral devices. In the present embodiment, the permanent compressed air system as shown on the left is used as the supply source of the air injected from the nozzle 23A.

蒸気タービンの運転中、圧縮空気配管２７に供給された圧縮空気は、ノズル２３Ａから回転軸１の表面に対して噴射され、回転軸１に衝突した後、軸受ケーシング３の内部に放出される。蒸気タービンでは、軸受ケーシング３の内部から戻り油孔１０を経て、図示しない潤滑油タンクに到る戻り油系統は、大気圧に近い圧力に制御されている。本実施例で軸受ケーシング３の内部に放出された空気も、左記の戻り油系統を通って回収される。   During the operation of the steam turbine, the compressed air supplied to the compressed air pipe 27 is jetted from the nozzle 23A onto the surface of the rotary shaft 1, collides with the rotary shaft 1, and then is discharged into the bearing casing 3. In the steam turbine, the return oil system that reaches the lubricating oil tank (not shown) from the inside of the bearing casing 3 through the return oil hole 10 is controlled to a pressure close to atmospheric pressure. The air released inside the bearing casing 3 in this embodiment is also collected through the return oil system shown on the left.

図５および図６において、タービンケーシング２の端部にはグランド部１１が設けられている。グランド部１１ではシール流体として蒸気を使用しており、運転条件によっては、回転軸１はグランド部１１で数百℃の蒸気と接する場合もある。このような場合、蒸気から回転軸１に熱が流入する。   In FIGS. 5 and 6, a gland portion 11 is provided at the end of the turbine casing 2. Steam is used as the seal fluid in the gland portion 11, and the rotating shaft 1 may come into contact with the steam of several hundreds of degrees Celsius in the gland portion 11 depending on operating conditions. In such a case, heat flows from the steam into the rotating shaft 1.

本実施例では、回転軸１がタービンケーシング２から出る箇所から、回転軸１がジャーナル軸受のパッド４と対向する箇所までの範囲内に、高々数十℃の圧縮空気が噴射されるため、グランド部１１から流入した熱が圧縮空気によって持ち去られ、回転軸ジャーナル部２２の熱膨張が抑制される。   In the present embodiment, compressed air of several tens of degrees Celsius at most is injected into the range from the position where the rotary shaft 1 comes out of the turbine casing 2 to the position where the rotary shaft 1 faces the pad 4 of the journal bearing, so that the ground is abundant. The heat flowing from the portion 11 is carried away by the compressed air, and the thermal expansion of the rotary shaft journal portion 22 is suppressed.

このように回転軸ジャーナル部２２の熱膨張が抑制されるため、回転軸１とパッド４の摺動面の間に十分な隙間が確保される。その結果、パッド材料の温度が低く抑えられ、パッド４の材料の強度を維持することができる。また、ジャーナル軸受５０のばね定数の異方性が確保され、振動安定性をより確実に維持することができる。   Since the thermal expansion of the rotary shaft journal portion 22 is suppressed in this way, a sufficient gap is secured between the rotary shaft 1 and the sliding surface of the pad 4. As a result, the temperature of the pad material is kept low, and the strength of the material of the pad 4 can be maintained. Further, the anisotropy of the spring constant of the journal bearing 50 is ensured, and the vibration stability can be maintained more reliably.

更に、回転軸１の冷却媒体として圧縮空気を使用し、使用した空気は既存の戻り油系統を通って回収されるため、冷却媒体を回収するための系統追設が不要となる。   Furthermore, since compressed air is used as the cooling medium for the rotating shaft 1 and the used air is recovered through the existing return oil system, it is not necessary to add a system for recovering the cooling medium.

（第５の実施の形態）
次に図７により第５の実施の形態による流体機械について説明する。ここで図７は第５の実施の形態による流体機械を示す図である。 (Fifth Embodiment)
Next, a fluid machine according to the fifth embodiment will be described with reference to FIG. FIG. 7 is a diagram showing a fluid machine according to the fifth embodiment.

図７に示すように、ノズル２３Ａから噴射される圧縮空気２８が、回転軸１の軸方向の速度成分を持つように、ノズル２３Ａの取り付け角度が設定される。   As shown in FIG. 7, the mounting angle of the nozzle 23A is set so that the compressed air 28 injected from the nozzle 23A has a velocity component in the axial direction of the rotary shaft 1.

図７に示す第５の実施の形態において、他の構成は図１および図２に示す第１の実施の形態と略同一である。図７に示す第５の実施の形態において、図１および図２に示す第１の実施の形態と同一部分には同一符号を付して詳細な説明は省略する。   Other configurations of the fifth embodiment shown in FIG. 7 are substantially the same as those of the first embodiment shown in FIGS. 1 and 2. In the fifth embodiment shown in FIG. 7, the same parts as those in the first embodiment shown in FIGS. 1 and 2 are designated by the same reference numerals, and detailed description thereof will be omitted.

図７に、本実施例でノズル２３Ａから噴射される圧縮空気２８が回転軸１と衝突する軸方向の範囲Ｌが示されている。この圧縮空気２８が回転軸１と衝突する範囲Ｌは図５に示す圧縮空気２７が回転軸１と衝突する軸方向の範囲Ｌ’より大きくなっている。   FIG. 7 shows an axial range L in which the compressed air 28 injected from the nozzle 23A collides with the rotary shaft 1 in this embodiment. The range L in which the compressed air 28 collides with the rotary shaft 1 is larger than the axial range L ′ in which the compressed air 27 collides with the rotary shaft 1 shown in FIG.

このように本実施の形態では、圧縮空気２８が回転軸１の軸方向の速度成分を持つように傾いて噴射されるため、圧縮空気２８が回転軸１と接する面積が広くなる。その結果、冷却媒体である圧縮空気２８が回転軸１から持ち去る熱量が多くなり、回転軸ジャーナル部２２の熱膨張の抑制がより確実となる。   As described above, in the present embodiment, the compressed air 28 is jetted while being inclined so as to have a velocity component in the axial direction of the rotary shaft 1, so that the area in which the compressed air 28 contacts the rotary shaft 1 becomes large. As a result, the amount of heat that the compressed air 28, which is the cooling medium, carries away from the rotary shaft 1 increases, and the thermal expansion of the rotary shaft journal portion 22 is more reliably suppressed.

（第６の実施の形態）
次に図８により第６の実施の形態による流体機械について説明する。ここで図８は第６の実施の形態による流体機械を示す図である。 (Sixth Embodiment)
Next, a fluid machine according to the sixth embodiment will be described with reference to FIG. Here, FIG. 8 is a view showing a fluid machine according to the sixth embodiment.

図８に示すように、ノズル２３Ａから噴射される圧縮空気２８が、回転軸１の接線方向の速度成分を持つように、ノズル２３Ａの取り付け角度が設定される。   As shown in FIG. 8, the mounting angle of the nozzle 23A is set so that the compressed air 28 injected from the nozzle 23A has a velocity component in the tangential direction of the rotary shaft 1.

図８に示す第６の実施の形態において、他の構成は図１および図２に示す第１の実施の形態と略同一である。図８に示す第６の実施の形態において、図１および図２に示す第１の実施の形態と同一部分には同一符号を付して詳細な説明は省略する。   The other structure of the sixth embodiment shown in FIG. 8 is substantially the same as that of the first embodiment shown in FIGS. 1 and 2. In the sixth embodiment shown in FIG. 8, the same parts as those in the first embodiment shown in FIGS. 1 and 2 are designated by the same reference numerals, and detailed description thereof will be omitted.

図８に、本実施例でノズル２３Ａから噴射される圧縮空気２８が回転軸１と衝突する円周方向の範囲がαで示されている。この圧縮空気２８が回転軸１と衝突する範囲Ｌは図６に示す圧縮空気２８が回転軸１と衝突する円周方向の範囲α’より大きくなっている。   In FIG. 8, the range in the circumferential direction in which the compressed air 28 injected from the nozzle 23A collides with the rotating shaft 1 in this embodiment is indicated by α. The range L in which the compressed air 28 collides with the rotary shaft 1 is larger than the circumferential range α ′ in which the compressed air 28 collides with the rotary shaft 1 shown in FIG.

このように本実施の形態では、圧縮空気２８が回転軸１の接線方向の速度成分を持つように傾いて噴射されるため、圧縮空気２８が回転軸１と接触する面積が広くなる。その結果、冷却媒体である圧縮空気２８が回転軸１から持ち去る熱量が多くなり、回転軸ジャーナル部２２の熱膨張の抑制がより確実となる。   As described above, in the present embodiment, the compressed air 28 is jetted while being inclined so as to have a velocity component in the tangential direction of the rotary shaft 1, so that the area in which the compressed air 28 contacts the rotary shaft 1 becomes large. As a result, the amount of heat that the compressed air 28, which is the cooling medium, carries away from the rotary shaft 1 increases, and the thermal expansion of the rotary shaft journal portion 22 is more reliably suppressed.

（第７の実施の形態）
次に図９および図１０により、第７の実施の形態による流体機械について説明する。ここで図９は第７の実施の形態による流体機械を示す図であり、図１０は図９のＡ−Ａ線断面図である。 (Seventh embodiment)
Next, a fluid machine according to the seventh embodiment will be described with reference to FIGS. 9 and 10. 9 is a diagram showing a fluid machine according to the seventh embodiment, and FIG. 10 is a sectional view taken along the line AA of FIG.

図９に示すように、パッド型ジャーナル軸受５０は、２つ割された上半部５０Ａと下半部５０Ｂとを有し、このうち上半部５０Ａのタービンケーシング２側の側端面５０ａに油受け２９が設けられている。   As shown in FIG. 9, the pad-type journal bearing 50 has an upper half portion 50A and a lower half portion 50B that are divided into two parts, of which the oil is formed on the side end surface 50a of the upper half portion 50A on the turbine casing 2 side. A receiver 29 is provided.

図９および図１０に示すように、潤滑油は回転軸１とパッド４の隙間を通過する過程で、同隙間の軸方向端部から軸受本体５の外部に向かって矢印９方向に排出される。排出される潤滑油は、前記隙間内の油膜圧力に起因した軸方向の速度成分と、軸の回転に伴う遠心力に起因した外周方向の速度成分を有している。本実施の形態の油受け２９は、矢印９の方向に排出される潤滑油を受ける。また油受け２９は油受け２９内の潤滑油を回転軸１側へ導くとともに障壁３０ａを含む案内路３０を有する。すなわち図９および図１０に示すように、油受け２９の案内路３０は、回転軸１の上方に開口する開口部３１を含み、案内路３０の障壁３０ａに衝突した潤滑油を回転軸１の表面に自由落下させる。回転軸１の表面に自由落下して当たった潤滑油は、更に軸受ケーシング３の内部に自由落下し、戻り油孔１０を経て図示しない潤滑油タンクに戻される。   As shown in FIGS. 9 and 10, in the process of passing through the gap between the rotary shaft 1 and the pad 4, the lubricating oil is discharged from the axial end of the gap toward the outside of the bearing body 5 in the direction of arrow 9. . The discharged lubricating oil has an axial velocity component due to the oil film pressure in the gap and an outer peripheral velocity component due to the centrifugal force due to the rotation of the shaft. The oil receiver 29 of the present embodiment receives the lubricating oil discharged in the direction of arrow 9. Further, the oil receiver 29 has a guide passage 30 that guides the lubricating oil in the oil receiver 29 to the rotary shaft 1 side and includes a barrier 30a. That is, as shown in FIGS. 9 and 10, the guide passage 30 of the oil receiver 29 includes an opening 31 that opens above the rotary shaft 1 so that the lubricating oil that has collided with the barrier 30 a of the guide passage 30 of the rotary shaft 1 can be prevented. Free fall on the surface. Lubricating oil that has fallen freely on the surface of the rotary shaft 1 further falls inside the bearing casing 3 and is returned to a lubricating oil tank (not shown) through the return oil hole 10.

図９および図１０に示す第７の実施の形態において、他の構成は図１および図２に示す第１の実施の形態と略同一である。図９および図１０に示す第７の実施の形態において、図１および図２に示す第１の実施の形態と同一部分には同一符号を付して詳細な説明は省略する。   Other configurations of the seventh embodiment shown in FIGS. 9 and 10 are substantially the same as those of the first embodiment shown in FIGS. 1 and 2. In the seventh embodiment shown in FIGS. 9 and 10, the same parts as those of the first embodiment shown in FIGS. 1 and 2 are designated by the same reference numerals, and detailed description thereof will be omitted.

図９および図１０に示すように、タービンケーシング２の端部にはグランド部１１が設けられている。グランド部１１ではシール流体として蒸気を使用しており、運転条件によっては、回転軸１はグランド部１１で数百℃の蒸気と接する場合もある。このような場合、蒸気から回転軸１に熱が流入する。   As shown in FIGS. 9 and 10, a gland portion 11 is provided at the end of the turbine casing 2. Steam is used as the seal fluid in the gland portion 11, and the rotating shaft 1 may come into contact with the steam of several hundreds of degrees Celsius in the gland portion 11 depending on operating conditions. In such a case, heat flows from the steam into the rotating shaft 1.

本実施の形態では、回転軸１がタービンケーシング２から出る箇所から、回転軸１がジャーナル軸受のパッド４と対向する箇所までの範囲内に、高々数十℃の潤滑油を自由落下により当てることにより、グランド部１１から流入した熱が潤滑油によって持ち去られ、回転軸ジャーナル部２２の熱膨張が抑制される。   In the present embodiment, the lubricating oil of at most several tens of degrees Celsius is applied by free fall within the range from the position where the rotary shaft 1 comes out of the turbine casing 2 to the position where the rotary shaft 1 faces the pad 4 of the journal bearing. As a result, the heat flowing from the gland portion 11 is carried away by the lubricating oil, and the thermal expansion of the rotary shaft journal portion 22 is suppressed.

（第８の実施の形態）
次に図１１および図１２により、第８の実施の形態による流体機械について説明する。ここで図１１は第８の実施の形態による流体機械を示す図であり、図１２は図１１のＡ−Ａ線断面図である。 (Eighth Embodiment)
Next, a fluid machine according to the eighth embodiment will be described with reference to FIGS. 11 and 12. 11 is a diagram showing a fluid machine according to the eighth embodiment, and FIG. 12 is a sectional view taken along the line AA of FIG.

図１１に示すように、パッド型ジャーナル軸受５０は上半部５０Ａと下半部５０Ｂとを有し、このうち下半部５０Ｂのタービンケーシング２側の側端面５０ｂに油容器３２が設けられている。   As shown in FIG. 11, the pad-type journal bearing 50 has an upper half 50A and a lower half 50B, of which the oil container 32 is provided on the side end surface 50b of the lower half 50B on the turbine casing 2 side. There is.

図１１および図１２に示すように、潤滑油は回転軸１とパッド４の隙間を通過する過程で、同隙間の軸方向端部から軸受本体５の外部に向かって矢印９方向に排出される。排出される潤滑油は、前記隙間内の油膜圧力に起因した軸方向の速度成分と、軸の回転に伴う遠心力に起因した外周方向の速度成分を有している。本実施の形態の油容器３２は油溜まり３３と呼ばれる空間を有し、この油溜まり３３に潤滑油を集積する。更に油容器３２は、回転軸の最下点よりも上方に、油溜まり３３に流入した潤滑油をオーバーフローさせるための開口部３４を有する。   As shown in FIGS. 11 and 12, in the process of passing through the gap between the rotary shaft 1 and the pad 4, the lubricating oil is discharged from the axial end of the gap toward the outside of the bearing body 5 in the direction of arrow 9. . The discharged lubricating oil has an axial velocity component due to the oil film pressure in the gap and an outer peripheral velocity component due to the centrifugal force due to the rotation of the shaft. The oil container 32 of the present embodiment has a space called an oil sump 33, and lubricating oil is accumulated in this oil sump 33. Further, the oil container 32 has an opening 34 above the lowest point of the rotating shaft for overflowing the lubricating oil that has flowed into the oil sump 33.

図１１および図１２に示す第８の実施の形態において、他の構成は図１および図２に示す第１の実施の形態と略同一である。図１１および図１２に示す第８の実施の形態において、図１および図２に示す第１の実施の形態と同一部分には同一符号を付して詳細な説明は省略する。   Other configurations of the eighth embodiment shown in FIGS. 11 and 12 are substantially the same as those of the first embodiment shown in FIGS. 1 and 2. In the eighth embodiment shown in FIGS. 11 and 12, the same parts as those of the first embodiment shown in FIGS. 1 and 2 are designated by the same reference numerals, and detailed description thereof will be omitted.

図１１および図１２において、油溜まり３３に集積された潤滑油の液位は回転軸１の最下点より上方となり、回転軸１の表面の一部が、油溜まり３３内部の潤滑油に浸されることになる。また、油溜まり３３で回転軸１の表面に付着した潤滑油は、軸の回転に伴って開口部３４から矢印３６のように排出されるため、油溜まり３３内部の潤滑油は常時入れ替えられる。なお、図１１に示すように、回転軸１と油容器３２との隙間にフィン３５を設け、同隙間を最小化することにより、油溜まり３３への潤滑油の集積を促進することが可能である。   11 and 12, the liquid level of the lubricating oil accumulated in the oil sump 33 is above the lowest point of the rotating shaft 1, and a part of the surface of the rotating shaft 1 is immersed in the lubricating oil inside the oil sump 33. Will be done. Further, the lubricating oil attached to the surface of the rotary shaft 1 in the oil sump 33 is discharged from the opening 34 as shown by the arrow 36 as the shaft rotates, so that the lubricating oil inside the oil sump 33 is constantly replaced. As shown in FIG. 11, fins 35 are provided in the gap between the rotary shaft 1 and the oil container 32 to minimize the gap, so that the accumulation of the lubricating oil in the oil sump 33 can be promoted. is there.

図１１および図１２に示すように、タービンケーシング２の端部にはグランド部１１が設けられている。グランド部１１ではシール流体として蒸気を使用しており、運転条件によっては、回転軸１はグランド部１１で数百℃の蒸気と接する場合もある。このような場合、蒸気から回転軸１に熱が流入する。   As shown in FIGS. 11 and 12, a gland portion 11 is provided at the end of the turbine casing 2. Steam is used as the seal fluid in the gland portion 11, and the rotating shaft 1 may come into contact with the steam of several hundreds of degrees Celsius in the gland portion 11 depending on operating conditions. In such a case, heat flows from the steam into the rotating shaft 1.

本実施の形態では、回転軸１がタービンケーシング２から出る箇所から、回転軸１がジャーナル軸受のパッド４と対向する箇所までの範囲内において、回転軸１を高々数十℃の潤滑油に浸すことにより、グランド部１１から流入した熱が潤滑油によって持ち去られ、回転軸ジャーナル部２２の熱膨張が抑制される。   In the present embodiment, the rotating shaft 1 is immersed in lubricating oil of at most several tens of degrees Celsius within the range from the position where the rotating shaft 1 comes out of the turbine casing 2 to the position where the rotating shaft 1 faces the pad 4 of the journal bearing. As a result, the heat flowing from the gland portion 11 is carried away by the lubricating oil, and the thermal expansion of the rotary shaft journal portion 22 is suppressed.

（第９の実施の形態）
次に図１３により第９の実施の形態による流体機械について説明する。ここで図１３は第９の実施の形態による流体機械を示す図である。 (Ninth Embodiment)
Next, a fluid machine according to the ninth embodiment will be described with reference to FIG. FIG. 13 is a diagram showing a fluid machine according to the ninth embodiment.

図１３に示すように、パッド型ジャーナル軸受５０は２つ割された上半部５０Ａと下半部５０Ｂとを有し、このうち上半部５０Ａのタービンケーシング２側の側端面５０ａに油受け２９が設けられている。   As shown in FIG. 13, the pad-type journal bearing 50 has an upper half portion 50A and a lower half portion 50B which are divided into two parts, of which an oil receiving portion is provided on a side end surface 50a of the upper half portion 50A on the turbine casing 2 side. 29 are provided.

図１３に示すように、潤滑油は回転軸１とパッド４の隙間を通過する過程で、同隙間の軸方向端部から軸受本体５の外部に向かって矢印９方向に排出される。排出される潤滑油は、前記隙間内の油膜圧力に起因した軸方向の速度成分と、軸の回転に伴う遠心力に起因した外周方向の速度成分を有している。本実施の形態の油受け２９は、矢印９の方向に排出される潤滑油を受ける。また油受け２９は油受け２９内の潤滑油を回転軸１側へ導くとともに障壁３０ａを含む案内路３０を有する。   As shown in FIG. 13, in the process of passing through the gap between the rotary shaft 1 and the pad 4, the lubricating oil is discharged from the axial end of the gap toward the outside of the bearing body 5 in the direction of arrow 9. The discharged lubricating oil has an axial velocity component due to the oil film pressure in the gap and an outer peripheral velocity component due to the centrifugal force due to the rotation of the shaft. The oil receiver 29 of the present embodiment receives the lubricating oil discharged in the direction of arrow 9. Further, the oil receiver 29 has a guide passage 30 that guides the lubricating oil in the oil receiver 29 to the rotary shaft 1 side and includes a barrier 30a.

また、下半部５０Ｂのタービンケーシング２側の側端面５０ｂに油容器３２が設けられている。   An oil container 32 is provided on the side end surface 50b of the lower half portion 50B on the turbine casing 2 side.

図１３に示すように、潤滑油は回転軸１とパッド４の隙間を通過する過程で、同隙間の軸方向端部から軸受本体５の外部に向かって矢印９方向に排出される。排出される潤滑油は、前記隙間内の油膜圧力に起因した軸方向の速度成分と、軸の回転に伴う遠心力に起因した外周方向の速度成分を有している。本実施の形態の油容器３２は油溜まり３３と呼ばれる空間を有し、この油溜まり３３に潤滑油を集積する。更に油容器３２は、回転軸の最下点よりも上方に、油溜まり３３に流入した潤滑油をオーバーフローさせるための開口部３４を有する。   As shown in FIG. 13, in the process of passing through the gap between the rotary shaft 1 and the pad 4, the lubricating oil is discharged from the axial end of the gap toward the outside of the bearing body 5 in the direction of arrow 9. The discharged lubricating oil has an axial velocity component due to the oil film pressure in the gap and an outer peripheral velocity component due to the centrifugal force due to the rotation of the shaft. The oil container 32 of the present embodiment has a space called an oil sump 33, and lubricating oil is accumulated in this oil sump 33. Further, the oil container 32 has an opening 34 above the lowest point of the rotating shaft for overflowing the lubricating oil that has flowed into the oil sump 33.

また図１３に示すように、パッド型ジャーナル軸受５０の上半部５０Ａおよび下半部５０Ｂの側端面のうち、タービンケーシング２側とは反対側の側端面５０ｃ、５０ｄに、各々回転軸１と一定の隙間を以て対向するような排油遮蔽板３７ａ、３７ｂが設けられている。回転軸１と排油遮蔽板３７ａ、３７ｂとの間の隙間は、回転軸１とパッド４との隙間と同等の間隔をもつ。   As shown in FIG. 13, among the side end surfaces of the upper half portion 50A and the lower half portion 50B of the pad type journal bearing 50, the side end surfaces 50c and 50d on the side opposite to the turbine casing 2 side are respectively connected to the rotary shaft 1 and The oil drain shielding plates 37a and 37b are provided so as to face each other with a constant gap. The gap between the rotary shaft 1 and the oil drain shielding plates 37a and 37b is equal to the gap between the rotary shaft 1 and the pad 4.

図１３において、潤滑油は回転軸１とパッド４の隙間を通過する過程で、同隙間の軸方向端部から軸受本体５の外部に排出される。本実施の形態によれば、タービンケーシング２とは反対側の端面から排出される潤滑油については、排油遮蔽板３７と回転軸１との狭い隙間を通過することが困難となり、排出量が僅少となる。その分、タービンケーシング２側の側端面から排出される潤滑油の量が増加し、油受け２９および油容器３２に流入する潤滑油の量が増加する。   In FIG. 13, the lubricating oil is discharged to the outside of the bearing body 5 from the axial end of the gap while passing through the gap between the rotary shaft 1 and the pad 4. According to the present embodiment, it becomes difficult for the lubricating oil discharged from the end surface on the side opposite to the turbine casing 2 to pass through the narrow gap between the oil discharge shield plate 37 and the rotary shaft 1, and the discharge amount is reduced. It will be scarce. Accordingly, the amount of lubricating oil discharged from the side end surface on the turbine casing 2 side increases, and the amount of lubricating oil flowing into the oil receiver 29 and the oil container 32 also increases.

以上のように本実施の形態によれば、ジャーナル軸受５０のタービンケーシング２側の側端面から排出される潤滑油を、回転軸１の冷却媒体として用いることができる。この場合、冷却媒体となる潤滑油の流量を増加させることができ、潤滑油が回転軸１から持ち去る熱量が多くなり、回転軸ジャーナル部２２の熱膨張の抑制がより確実となる。   As described above, according to the present embodiment, the lubricating oil discharged from the side end surface of the journal bearing 50 on the turbine casing 2 side can be used as the cooling medium of the rotating shaft 1. In this case, the flow rate of the lubricating oil that serves as the cooling medium can be increased, the amount of heat that the lubricating oil carries away from the rotating shaft 1 increases, and thermal expansion of the rotating shaft journal portion 22 can be suppressed more reliably.

１ 回転軸、２ タービンケーシング、３ 軸受ケーシング、４ パッド、５ 軸受本体、６ 軸受台、７ 給油孔、９ 回転軸とパッドとの隙間から排出される潤滑油の速度、１０ 戻り油孔、１１ グランド部、１２ ラビリンスパッキン、１３ フィン、１４ 作動蒸気圧力室、１５ グランド部機内側圧力室、１６ グランド部機外側圧力室、１７ 蒸気供給ライン、１８ グランド蒸気ヘッダ、１９ グランドコンデンサ、２０ 余剰蒸気回収ライン、２１ グランド蒸気回収ライン、２２ 回転軸ジャーナル部、２３ ノズル、２３Ａ ノズル、２４ 噴射油抽出孔、２５ 噴射油配管、２６ ノズルから噴射される潤滑油、２７ 圧縮空気配管、２８ ノズルから噴射される圧縮空気、２９ 油受け、３０ 油受けの障壁、３１ 油受けの開口部、３２ 油容器、３３ 油容器の油溜まり、３４ 油容器の開口部、３５ 油容器のフィン、３６ 油溜まりから排出される潤滑油の速度、３７ 排油遮蔽板、５０ ジャーナル軸受、５０Ａ 上半部、５０Ｂ 下半部 1 rotating shaft, 2 turbine casing, 3 bearing casing, 4 pad, 5 bearing body, 6 bearing stand, 7 oil supply hole, 9 speed of lubricating oil discharged from the gap between the rotating shaft and pad, 10 return oil hole, 11 Gland part, 12 labyrinth packing, 13 fins, 14 working steam pressure chamber, 15 gland part inside pressure chamber, 16 gland part outside pressure chamber, 17 steam supply line, 18 gland steam header, 19 gland condenser, 20 surplus steam recovery Line, 21 ground vapor recovery line, 22 rotary shaft journal part, 23 nozzle, 23A nozzle, 24 jet oil extraction hole, 25 jet oil pipe, 26 lubricating oil jetted from nozzle, 27 compressed air pipe, 28 jetted from nozzle Compressed air, 29 oil pan, 30 oil pan barrier, 31 oil pan opening, 2 oil container, 33 oil container oil sump, 34 oil container opening, 35 oil container fin, 36 speed of lubricating oil discharged from oil sump, 37 oil drain shield, 50 journal bearing, 50A upper half , 50B lower half

Claims (3)

流体機械の本体ケーシングと、
前記本体ケーシング内に回転自在に配置された回転軸と、
前記本体ケーシングの外方に配置され、前記回転軸を回動自在に支持するジャーナル軸受と、を備え、
前記ジャーナル軸受は上半部と下半部とを有し、
前記ジャーナル軸受の上半部のうち本体ケーシング側に、前記回転軸と前記ジャーナル軸受の摺動面の間から排出される潤滑油を受ける油受けを設け、この油受けは潤滑油を開口を介して回転軸側に導く案内路を有する、流体機械。 A main body casing of the fluid machine,
A rotating shaft rotatably arranged in the main body casing,
A journal bearing that is disposed outside the main body casing and that rotatably supports the rotating shaft,
The journal bearing has an upper half and a lower half,
On the main body casing side of the upper half of the journal bearing, an oil receiver is provided for receiving lubricating oil discharged from between the rotary shaft and the sliding surface of the journal bearing, and the oil receiver receives the lubricating oil through an opening. A fluid machine that has a guide path that leads to the rotating shaft side. 流体機械の本体ケーシングと、
前記本体ケーシング内に回転自在に配置された回転軸と、
前記本体ケーシングの外方に配置され、前記回転軸を回動自在に支持するジャーナル軸受と、を備え、
前記ジャーナル軸受は上半部と下半部とを有し、
前記ジャーナル軸受の下半部のうち本体ケーシング側に、前記回転軸と前記ジャーナル軸受の摺動面との隙間から排出される潤滑油を集積するための油容器を設け、前記油容器は前記回転軸の最下点よりも上方に、前記油容器内の潤滑油をオーバーフローさせるための開口部を有する、流体機械。 A main body casing of the fluid machine,
A rotating shaft rotatably arranged in the main body casing,
A journal bearing that is disposed outside the main body casing and that rotatably supports the rotating shaft,
The journal bearing has an upper half and a lower half,
The main casing side of the lower half of the journal bearing, the oil container for accumulating the lubricating oil discharged from the gap between the sliding surface of the journal bearing and the rotary shaft is provided, the oil container wherein rotation A fluid machine having an opening above the lowest point of the shaft for allowing lubricating oil in the oil container to overflow. 前記ジャーナル軸受の側端面のうち、前記本体ケーシングとは反対側の側端面に、前記回転軸と一定の隙間をもって対向するような排油遮蔽板を設けた、請求項１または２記載の流体機械。 The out side end surfaces of the journal bearing, the side end face opposite to the main body casing, the rotating shaft and with a certain gap provided oil discharge shielding plate so as to face, the fluid machine according to claim 1 or 2, wherein .
JP2016087192A 2016-04-25 2016-04-25 Fluid machinery using journal bearings Expired - Fee Related JP6689661B2 (en)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2016087192A JP6689661B2 (en) 2016-04-25 2016-04-25 Fluid machinery using journal bearings

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2016087192A JP6689661B2 (en) 2016-04-25 2016-04-25 Fluid machinery using journal bearings

Publications (2)

Publication Number Publication Date
JP2017198087A JP2017198087A (en) 2017-11-02
JP6689661B2 true JP6689661B2 (en) 2020-04-28

Family

ID=60237610

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP2016087192A Expired - Fee Related JP6689661B2 (en) 2016-04-25 2016-04-25 Fluid machinery using journal bearings

Country Status (1)

Country Link
JP (1) JP6689661B2 (en)

Families Citing this family (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN113700732B (en) * 2021-08-25 2023-09-05 中国科学院工程热物理研究所 Gas turbine rotor supporting system based on sliding bearing and thrust disc
DE112022005196T5 (en) * 2021-10-29 2024-09-26 Mitsubishi Heavy Industries, Ltd. STORAGE DEVICE AND LATHE

Also Published As

Publication number Publication date
JP2017198087A (en) 2017-11-02

Similar Documents

Publication Publication Date Title
KR101901081B1 (en) Journal bearing and rotary machine
JP6412788B2 (en) Tilting pad bearing
JP6038088B2 (en) Bearings and bearing pads
JP6689661B2 (en) Fluid machinery using journal bearings
CN108591245A (en) A kind of tilting bush sliding bearing nozzle with elastic deep fat partition apparatus
KR100533207B1 (en) Lubrication system for bearing of machine and its reconstruction method
JP6325915B2 (en) Tilting pad type journal bearing
KR101303071B1 (en) Air foil bearing of which the cooling efficiency is enhanced
JP2016109268A (en) Tilting pad type journal bearing
JPH07508576A (en) How to drain lubricant from bearing equipment
US9377051B2 (en) Duplex bearing device
US20170276176A1 (en) Bearing apparatus and pump
US10907681B2 (en) Pad bearing and rotary machine
CN104832653A (en) Sealing device for high-speed rotating shaft
DE102018001519A1 (en) Storage and drive for an R718 compressor
JP3251838B2 (en) Bearing device for vertical rotating machinery
JP5021576B2 (en) Pad type bearing device and horizontal axis turbine
KR102155064B1 (en) Journal bearing and rotating machine
JP5427799B2 (en) Tilting pad journal bearing device and turbomachine using the same
US10519958B2 (en) Systems and methods to provide lubricant to a bearing
KR20180100656A (en) Journal Bearing & Rotating Machinery
US11022174B2 (en) Drain arrangement for a squeeze film damper
JP6798950B2 (en) Tilting pad journal bearing equipment
WO2020021866A1 (en) Tilting pad-type journal bearing and rotary machine using same
CN104948742A (en) Non-contact type one-way sealing device used for high-speed rotary shafts

Legal Events

Date Code Title Description
A711 Notification of change in applicant

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A712

Effective date: 20171130

A711 Notification of change in applicant

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A711

Effective date: 20171201

A621 Written request for application examination

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621

Effective date: 20190121

A977 Report on retrieval

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007

Effective date: 20191127

A131 Notification of reasons for refusal

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131

Effective date: 20191203

A521 Request for written amendment filed

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523

Effective date: 20200129

TRDD Decision of grant or rejection written
A01 Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01

Effective date: 20200313

A61 First payment of annual fees (during grant procedure)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61

Effective date: 20200408

R150 Certificate of patent or registration of utility model

Ref document number: 6689661

Country of ref document: JP

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150

LAPS Cancellation because of no payment of annual fees