JPH02217618A - ジャーナル軸受 - Google Patents
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- JPH02217618A JPH02217618A JP1320754A JP32075489A JPH02217618A JP H02217618 A JPH02217618 A JP H02217618A JP 1320754 A JP1320754 A JP 1320754A JP 32075489 A JP32075489 A JP 32075489A JP H02217618 A JPH02217618 A JP H02217618A
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Classifications
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H57/00—General details of gearing
- F16H57/04—Features relating to lubrication or cooling or heating
- F16H57/0467—Elements of gearings to be lubricated, cooled or heated
- F16H57/0469—Bearings or seals
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
- F16C23/00—Bearings for exclusively rotary movement adjustable for aligning or positioning
- F16C23/02—Sliding-contact bearings
- F16C23/04—Sliding-contact bearings self-adjusting
- F16C23/041—Sliding-contact bearings self-adjusting with edge relief
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
- F16C33/00—Parts of bearings; Special methods for making bearings or parts thereof
- F16C33/02—Parts of sliding-contact bearings
- F16C33/04—Brasses; Bushes; Linings
- F16C33/06—Sliding surface mainly made of metal
- F16C33/10—Construction relative to lubrication
-
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- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H57/00—General details of gearing
- F16H57/02—Gearboxes; Mounting gearing therein
- F16H57/021—Shaft support structures, e.g. partition walls, bearing eyes, casing walls or covers with bearings
-
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- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
- F16C2361/00—Apparatus or articles in engineering in general
- F16C2361/61—Toothed gear systems, e.g. support of pinion shafts
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- Engineering & Computer Science (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Sliding-Contact Bearings (AREA)
- Support Of The Bearing (AREA)
Abstract
(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。
め要約のデータは記録されません。
Description
【発明の詳細な説明】
発明の背景
本発明は、改良された軸受の設計に関し、より詳しくは
、大荷重負荷の下でのロータの曲がりを補償するように
軸受表面の輪郭を修正することに関する。
、大荷重負荷の下でのロータの曲がりを補償するように
軸受表面の輪郭を修正することに関する。
産業用及び舶用の歯車装置では多くの場合、伝達動力は
むしろ大きいが、軽量で大きさを小さくした設計が要求
される。たとえば舶用歯車装置では、船のｆｆ１ｆｆｉ
が目標値に収まるように、又歯車装置が船内の機械据付
けに利用できる空間に収まるように、その大きさ及び重
量を削減しなければならない。舶用の場合、後に説明す
るように、歯車装置の用途は一般に減速機であるが、産
業用の場合は減速機及び増速機のいずれの用途もあり得
る。
むしろ大きいが、軽量で大きさを小さくした設計が要求
される。たとえば舶用歯車装置では、船のｆｆ１ｆｆｉ
が目標値に収まるように、又歯車装置が船内の機械据付
けに利用できる空間に収まるように、その大きさ及び重
量を削減しなければならない。舶用の場合、後に説明す
るように、歯車装置の用途は一般に減速機であるが、産
業用の場合は減速機及び増速機のいずれの用途もあり得
る。
舶用推進の用途においては、歯車装置は減速、すなわち
比較的高速の機関の速度を、舶用推進器に用いる非常に
低い速度まで減らすために用いられる。このような用途
では一般的には、その伝達動力は軸馬力にして２５００
０＋ＩＰを超え、歯車装置の人力速度は３０００ｒｐα
程度、減速された推進器速度１２５ｒｐ国程度となろう
。歯車列中のピニオン及び歯車は各々、一対のバビット
・ライニング付き軸受上に支持される。
比較的高速の機関の速度を、舶用推進器に用いる非常に
低い速度まで減らすために用いられる。このような用途
では一般的には、その伝達動力は軸馬力にして２５００
０＋ＩＰを超え、歯車装置の人力速度は３０００ｒｐα
程度、減速された推進器速度１２５ｒｐ国程度となろう
。歯車列中のピニオン及び歯車は各々、一対のバビット
・ライニング付き軸受上に支持される。
歯車列又は歯車装置の大きさと重量を減らすと、歯車装
置要素にかかる荷重密度が増し、より小さいロータ直径
に、より大きい面荷重とより高い運転時軸受圧力とがか
かることになる。接触応力は約４９２０ｋｇｆ’ ／ｃ
ｊ （７００００ｐｓｉ ）程度で、曲げ応力は約２１
１０ｋｇｒ／ｃｊ （３００００ｐｓｌ ）程度である
。このようなロータにおいては、ロータの断面の曲げに
対するモーメンが減ることと、歯車面の荷重負荷が増す
こととがら、運転中の曲げたわみが増大する。ジャーナ
ル軸受の全長にわたる曲げたわみがより大きくなると、
その結果としてロータ面に最も近い軸受縁部の運転時の
潤滑油の油膜厚さが減少する。
置要素にかかる荷重密度が増し、より小さいロータ直径
に、より大きい面荷重とより高い運転時軸受圧力とがか
かることになる。接触応力は約４９２０ｋｇｆ’ ／ｃ
ｊ （７００００ｐｓｉ ）程度で、曲げ応力は約２１
１０ｋｇｒ／ｃｊ （３００００ｐｓｌ ）程度である
。このようなロータにおいては、ロータの断面の曲げに
対するモーメンが減ることと、歯車面の荷重負荷が増す
こととがら、運転中の曲げたわみが増大する。ジャーナ
ル軸受の全長にわたる曲げたわみがより大きくなると、
その結果としてロータ面に最も近い軸受縁部の運転時の
潤滑油の油膜厚さが減少する。
軸受表面全域にわたって結果として発生するロータの傾
斜に対処する方法の一つは、ロータの曲がりに自らを順
応させるティルティング・パッド・ジャーナル軸受を使
用することである。しかし、ティルティング・パッドを
用いると歯車装置の構造が複雑になり、がっ歯車装置の
コストと動力損失も増大し、それによって機械装置の全
体効率が減少する。したがって、曲げたわみへの対処に
はティルティング・パッドを用いないことが望ましい。
斜に対処する方法の一つは、ロータの曲がりに自らを順
応させるティルティング・パッド・ジャーナル軸受を使
用することである。しかし、ティルティング・パッドを
用いると歯車装置の構造が複雑になり、がっ歯車装置の
コストと動力損失も増大し、それによって機械装置の全
体効率が減少する。したがって、曲げたわみへの対処に
はティルティング・パッドを用いないことが望ましい。
又、しばしば同一減速歯車装置内で使用される圧力溝軸
受、三葉軸受及び楕円軸受のようないくつかの異なった
種類の軸受においてもロータの曲かりに対処できること
が望ましい。
受、三葉軸受及び楕円軸受のようないくつかの異なった
種類の軸受においてもロータの曲かりに対処できること
が望ましい。
発明の目的と要約
したがって、本発明の一つの目的は、運転中にロータの
曲がりに対処して適切な油膜厚さが得られるようにした
改良されたジャーナル軸受を提供することにある。
曲がりに対処して適切な油膜厚さが得られるようにした
改良されたジャーナル軸受を提供することにある。
本発明の更に一つの目的は、運転中のロータの曲がりに
対処して適切な油膜厚さが得られるように輪郭を修正し
た改良されたジャーナル軸受を提供することにある。
対処して適切な油膜厚さが得られるように輪郭を修正し
た改良されたジャーナル軸受を提供することにある。
本発明の他の一つの目的は、いくつかの異なった種類の
軸受において、運転中にロータの曲がりに対処して適切
な油膜厚さが得られるように固定円弧ジャーナルを含む
改良されたジャーナル軸受を提供することにある。
軸受において、運転中にロータの曲がりに対処して適切
な油膜厚さが得られるように固定円弧ジャーナルを含む
改良されたジャーナル軸受を提供することにある。
本発明の上記及び他の目的を達成するために、軸受によ
って回転自在に支持される歯車のロータを曲げるのに十
分な荷重負荷がかがるような歯車装置に使用される改良
されたジャーナル軸受が提供される。ロータの曲がりは
、軸受胴部内におけるロータとバビット・ライニングと
の間の油膜厚さに悪影響を与える。ロータの荷重プロフ
ィールにわたって上記ロータに対する上記ジャーナル軸
受の許容最小潤滑油膜厚さを維持するために、軸受及び
ロータの軸線に沿って軸受内径部が荷重負荷の下でのロ
ータの曲がり線と整合するように輪郭が修正される。こ
の輪郭修正は、軸受の軸線方向長さの約半分の長さにわ
たって直線状に削ることが、ロータの荷重プロフィール
に対し、多くの軸受にとって適している。
って回転自在に支持される歯車のロータを曲げるのに十
分な荷重負荷がかがるような歯車装置に使用される改良
されたジャーナル軸受が提供される。ロータの曲がりは
、軸受胴部内におけるロータとバビット・ライニングと
の間の油膜厚さに悪影響を与える。ロータの荷重プロフ
ィールにわたって上記ロータに対する上記ジャーナル軸
受の許容最小潤滑油膜厚さを維持するために、軸受及び
ロータの軸線に沿って軸受内径部が荷重負荷の下でのロ
ータの曲がり線と整合するように輪郭が修正される。こ
の輪郭修正は、軸受の軸線方向長さの約半分の長さにわ
たって直線状に削ることが、ロータの荷重プロフィール
に対し、多くの軸受にとって適している。
発明の詳細な説明
第１図は、簡＋１１化した舶用の減速歯車組立体を示す
。まず、第１図において、１及び３１は舶用機関を示す
。これらの舶用機関は比較的高速のガスタービンでもよ
く、それぞれ駆動シャフト２及び３２、タービン・クラ
ッチ３及び３３、第一減速歯車装置４及び３４、並びに
第二減速歯車装置５及び３５を経て連結されて、プロペ
ラ７に対して低速高出力駆動装置を構成する。同様な機
関、歯車装置及び駆動装置−式をもう一組、同じ船の別
のプロペラ（図示しない）にも使用する。図中、舶用機
関１に連結された第一減速歯車装置４は減速歯車８と減
速ビニオン９とを含み、舶用機関３１に連結された第一
減速歯車装置３４は減速歯車３８と減速ビニオン３９と
を含む。又、舶用機関１に連結された第二減速歯車装置
５は減速ビニオン４１．４２を含み、舶用機関３１に連
結された第二減速歯車装置３５は減速ビニオン４６．４
７を含む。駆動シャフト２及び３２、減速歯車装置４及
び３４並びに５及び３５、プロペラ・シャフト６並びに
プロペラ７の回転方向を第１図に矢印で示す。減速歯車
装置４及び３４並びに５及び３５の荷重負荷が極めて大
きいことと、船内の空間と重量とについての要件に見合
うように舶用歯車装置の大きさと重量とを最小限に保つ
必要とから、その結果として減速装置内の種々の歯車及
びビニオンのロータやシャフトに曲がりが発生する。こ
のロータ・シャフトの曲がりは、以下第２図を参照して
詳細に説明するように、これら種々の歯車及びピニオン
の両端を支持するジャーナル軸受に悪影響を及ぼす。そ
の解決策として、本発明に従って、第４図に示すような
種類のジャーナル軸受が第１図の減速歯車装置に利用さ
れる。
。まず、第１図において、１及び３１は舶用機関を示す
。これらの舶用機関は比較的高速のガスタービンでもよ
く、それぞれ駆動シャフト２及び３２、タービン・クラ
ッチ３及び３３、第一減速歯車装置４及び３４、並びに
第二減速歯車装置５及び３５を経て連結されて、プロペ
ラ７に対して低速高出力駆動装置を構成する。同様な機
関、歯車装置及び駆動装置−式をもう一組、同じ船の別
のプロペラ（図示しない）にも使用する。図中、舶用機
関１に連結された第一減速歯車装置４は減速歯車８と減
速ビニオン９とを含み、舶用機関３１に連結された第一
減速歯車装置３４は減速歯車３８と減速ビニオン３９と
を含む。又、舶用機関１に連結された第二減速歯車装置
５は減速ビニオン４１．４２を含み、舶用機関３１に連
結された第二減速歯車装置３５は減速ビニオン４６．４
７を含む。駆動シャフト２及び３２、減速歯車装置４及
び３４並びに５及び３５、プロペラ・シャフト６並びに
プロペラ７の回転方向を第１図に矢印で示す。減速歯車
装置４及び３４並びに５及び３５の荷重負荷が極めて大
きいことと、船内の空間と重量とについての要件に見合
うように舶用歯車装置の大きさと重量とを最小限に保つ
必要とから、その結果として減速装置内の種々の歯車及
びビニオンのロータやシャフトに曲がりが発生する。こ
のロータ・シャフトの曲がりは、以下第２図を参照して
詳細に説明するように、これら種々の歯車及びピニオン
の両端を支持するジャーナル軸受に悪影響を及ぼす。そ
の解決策として、本発明に従って、第４図に示すような
種類のジャーナル軸受が第１図の減速歯車装置に利用さ
れる。
まず先行技術を示す第２図を参照して説明すれば、第１
図の減速歯車８のような歯車のシャフト又はロータ１０
がその両端において軸受１１により回転自在に支持され
ている。軸受１１は、軸受胴部１２と、軸受胴部とロー
タとの間に位置するバビット・ライニング１３とを含む
。バビット合金から成るバビット・ライニング１３は、
軸受の使用範囲を大幅に延長する。しかし、ロータ１０
にかかる大荷重負荷によりロータ１０が曲げられて、軸
受１１の左下の端部１７とそれに隣接するロータ部分１
５との間の距離が、軸受１１の右下の端部１８とそれに
隣接するロータ部分１６との間の距離よりも大きくなる
。すなわち、ロータ１６は、第２図に幾分誇張して示す
ように左側が上向きに角度１９だけ曲げられた状態にな
る。結果として、軸受の右下の端部１８におけるロータ
１０とバビット・ライニング１３との間の軸受表面又は
最小油膜厚さが減少する。この不利な結・果を克服する
ために、本発明では最小油膜厚さを増加させて、運転中
適切な油膜厚さを持たせるようにする。
図の減速歯車８のような歯車のシャフト又はロータ１０
がその両端において軸受１１により回転自在に支持され
ている。軸受１１は、軸受胴部１２と、軸受胴部とロー
タとの間に位置するバビット・ライニング１３とを含む
。バビット合金から成るバビット・ライニング１３は、
軸受の使用範囲を大幅に延長する。しかし、ロータ１０
にかかる大荷重負荷によりロータ１０が曲げられて、軸
受１１の左下の端部１７とそれに隣接するロータ部分１
５との間の距離が、軸受１１の右下の端部１８とそれに
隣接するロータ部分１６との間の距離よりも大きくなる
。すなわち、ロータ１６は、第２図に幾分誇張して示す
ように左側が上向きに角度１９だけ曲げられた状態にな
る。結果として、軸受の右下の端部１８におけるロータ
１０とバビット・ライニング１３との間の軸受表面又は
最小油膜厚さが減少する。この不利な結・果を克服する
ために、本発明では最小油膜厚さを増加させて、運転中
適切な油膜厚さを持たせるようにする。
ここでまず最初に、ロータ１０の曲がり線を確定する。
ロータ１０は、第３図に示すようにそのロータ面に荷重
が一様に分布している単純な支持ビームと考える。
が一様に分布している単純な支持ビームと考える。
第３図において、ロータ１０は、支点として略図的に図
示する左側軸受１１の中心線２０と、同じく支点として
略図的に示す右側軸受２２の中心線２１とにおいて支持
されている。動力伝達の結果としてロータにかかる荷重
を、−様に分布する荷重として矢印により略図的に示す
。軸受１１内でのロータ１０のジャーナル部分２４の傾
斜は、軸受の両端におけるジャーナルのたわみを計算し
、これを軸受長さで除することによって得られる。
示する左側軸受１１の中心線２０と、同じく支点として
略図的に示す右側軸受２２の中心線２１とにおいて支持
されている。動力伝達の結果としてロータにかかる荷重
を、−様に分布する荷重として矢印により略図的に示す
。軸受１１内でのロータ１０のジャーナル部分２４の傾
斜は、軸受の両端におけるジャーナルのたわみを計算し
、これを軸受長さで除することによって得られる。
上記のジャーナルのたわみの計算は一般に次の式で示す
ような、変位に関する四次導関数によって行われる。
ような、変位に関する四次導関数によって行われる。
ｄ２
（Ｅ Ｉ ｄ２ ｙ／ｄｘ２）−ｗｘ２
二こで、
Ｗ：ビームに沿った分布せん断荷重（単位：ｋｇｌ’／
ｃｍ ）、 Ｘ：ビームに沿った距離（単位＝Ｃｌ１１）、Ｅ：ビー
ムの弾性係数（単位：ｋｇｒ／ｃシ）、ｙ：ビーム中立
軸線の横方向の変位（単位：ｃｍ）、Ｉ：ビーム中立軸
線に直角な横方向軸線に対するビーム断面の面積慣性モ
ーメント（単位：ＣＩ＋’）１１ これについてはティモシェンコ（Ｔｌｍｏｓｈｅｎｋｏ
）著、「材料強度Ｊ （Ｓｔｒｅｎｇｔｈ ｏｆ’
Ｍａｔｅｒｉａｌｓ ）第三版にューヨーク市デイー・
パン・ノストランド社（Ｄ、Ｖａｎ Ｎｏ５ｔｒａｎｄ
、Ｎｃｗ Ｙｏｒｋ ） １９３０年刊）の第１４０ペ
ージを参照されたい。
ｃｍ ）、 Ｘ：ビームに沿った距離（単位＝Ｃｌ１１）、Ｅ：ビー
ムの弾性係数（単位：ｋｇｒ／ｃシ）、ｙ：ビーム中立
軸線の横方向の変位（単位：ｃｍ）、Ｉ：ビーム中立軸
線に直角な横方向軸線に対するビーム断面の面積慣性モ
ーメント（単位：ＣＩ＋’）１１ これについてはティモシェンコ（Ｔｌｍｏｓｈｅｎｋｏ
）著、「材料強度Ｊ （Ｓｔｒｅｎｇｔｈ ｏｆ’
Ｍａｔｅｒｉａｌｓ ）第三版にューヨーク市デイー・
パン・ノストランド社（Ｄ、Ｖａｎ Ｎｏ５ｔｒａｎｄ
、Ｎｃｗ Ｙｏｒｋ ） １９３０年刊）の第１４０ペ
ージを参照されたい。
定義された周辺条件と断面変化に対して適当な方程式を
書く。このようにして、ロータの曲げモデルを作ること
により、ビ・−ムに沿ったどの点についてもそのたわみ
を求めることができる。
書く。このようにして、ロータの曲げモデルを作ること
により、ビ・−ムに沿ったどの点についてもそのたわみ
を求めることができる。
−旦傾斜が決まると、既知のジャーナル速度、軸受荷重
、軸受の寸法形状及び潤滑油の特性によって、軸受の長
さに沿った油膜厚さ及び圧力を効中心が計算できる。油
膜厚さと圧力は、レイノルズ方程式の定差解によって見
いだすことができる。
、軸受の寸法形状及び潤滑油の特性によって、軸受の長
さに沿った油膜厚さ及び圧力を効中心が計算できる。油
膜厚さと圧力は、レイノルズ方程式の定差解によって見
いだすことができる。
ドナルド・エフ・ウィルコック（Ｄｏｎａｌｄ Ｐ、Ｖ
ｌｌｃ。
ｌｌｃ。
ｃｋ）及びイーーリチャード・ブースター（Ｅ、Ｒｌｃ
ｈａｒｄ Ｂｏｏｓｔｅｒ ）共著、「軸受の設計及び
応用」にューヨーク市、マグロ−ヒル社（ＭｃＧｒａｖ
−１１ｉ１１、Ｎｅｗ Ｙｏｒｋ） １９５７年刊）第
１９５ページに述べられているように、 ａ ｈ３ ａｐ ＧＩＸ μ δＸ δ ｈ３ ａｐ ｃｌｈ＋
−０，６Ｕａｚ
μ ３ｚ ＣＩＸである。
ｈａｒｄ Ｂｏｏｓｔｅｒ ）共著、「軸受の設計及び
応用」にューヨーク市、マグロ−ヒル社（ＭｃＧｒａｖ
−１１ｉ１１、Ｎｅｗ Ｙｏｒｋ） １９５７年刊）第
１９５ページに述べられているように、 ａ ｈ３ ａｐ ＧＩＸ μ δＸ δ ｈ３ ａｐ ｃｌｈ＋
−０，６Ｕａｚ
μ ３ｚ ＣＩＸである。
ここで、
ｈ：位置ｚ、ｘにおける油膜厚さ、
ｐ：位置ｚ、ｘにおける油膜圧力、
Ｕ：ジャーナル速度、
μ：絶対粘度係数、
Ｘ：基準座標系、
２：基準座標系、
である。
一旦レイノルズ方程式の解が軸受の長さ及び周辺に沿っ
た種々の点において得られると、既知の圧力プロフィー
ルの軸方向図心を計算することによって、圧力中心を見
いだすことができる。計算で求めたこの有効圧力中心を
用いて、曲げモデルを再評価できると、軸受１１におけ
る新たな傾斜計算も可能である。このようにして、ロー
タ曲げモデルの解と動水力学的圧力中心とが一致するま
で計算過程を繰り返して行う。ここで、ジャーナルの任
意の位置における実際の油膜厚さが計算できる。最小油
膜厚さは、ロータ面２７に隣接するジャーナルの内縁に
存在するはずである。
た種々の点において得られると、既知の圧力プロフィー
ルの軸方向図心を計算することによって、圧力中心を見
いだすことができる。計算で求めたこの有効圧力中心を
用いて、曲げモデルを再評価できると、軸受１１におけ
る新たな傾斜計算も可能である。このようにして、ロー
タ曲げモデルの解と動水力学的圧力中心とが一致するま
で計算過程を繰り返して行う。ここで、ジャーナルの任
意の位置における実際の油膜厚さが計算できる。最小油
膜厚さは、ロータ面２７に隣接するジャーナルの内縁に
存在するはずである。
曲がりの問題を補償するためには、軸受の全長のうちの
選ばれた長さ部分にわたって軸受の内径部の輪郭をロー
タの曲がりと整合するように修正して、許容可能な又は
望ましい最小油膜厚さが得られるようにする。このよう
な構成を第４図に示す。
選ばれた長さ部分にわたって軸受の内径部の輪郭をロー
タの曲がりと整合するように修正して、許容可能な又は
望ましい最小油膜厚さが得られるようにする。このよう
な構成を第４図に示す。
第４図において、バビット・ライニング１３は、軸受内
径部がその長さの半分にわたってロータの曲がり線と整
合するように、バビット・ライニングの長さの右半分の
部分２８が均−且つ直線状研削することにより輪郭を修
正される。すなわち、軸受胴部に対する輪郭修正部２８
の角度がロータ１０の曲がり角度１９に実質」二等しく
される。この輪郭修正部２８の長さは、軸受の長さしの
１／４の長さから全長しまでのような成る妥当な距離に
わたって伸びるようにする。輪郭修正として、均一な直
線状の研削が満足のゆくものであることが判ったが、そ
の場合、軸受隙間は次式で表わされるように直線的に増
大した。
径部がその長さの半分にわたってロータの曲がり線と整
合するように、バビット・ライニングの長さの右半分の
部分２８が均−且つ直線状研削することにより輪郭を修
正される。すなわち、軸受胴部に対する輪郭修正部２８
の角度がロータ１０の曲がり角度１９に実質」二等しく
される。この輪郭修正部２８の長さは、軸受の長さしの
１／４の長さから全長しまでのような成る妥当な距離に
わたって伸びるようにする。輪郭修正として、均一な直
線状の研削が満足のゆくものであることが判ったが、そ
の場合、軸受隙間は次式で表わされるように直線的に増
大した。
Ｃ−２ｂｘ＋０１
ここで、
ｂ＝所望の研削量、
Ｃ；軸受直径方向Ｉｊ芝間、
Ｃ１：輪郭修正（研削）開始点における公称直径方向隙
間、 Ｘ；輪郭修正開始点からの軸方向距離。
間、 Ｘ；輪郭修正開始点からの軸方向距離。
第４図はバビット・ライニング１３に対する直線状の研
削を示しているが、本発明はこの直線状の研削に限られ
るものではない。軸受の長さに沿って楕円状に変化する
表面のような他の幾何学的形状を用いてもよいが、製作
が比較的容易であるという理由から直線状の形状を使用
した。
削を示しているが、本発明はこの直線状の研削に限られ
るものではない。軸受の長さに沿って楕円状に変化する
表面のような他の幾何学的形状を用いてもよいが、製作
が比較的容易であるという理由から直線状の形状を使用
した。
第４図に示す輪郭修正した軸受によって得られる利点を
第２図の従来の軸受と対比して第５図に例示する。すな
わち、第５図においては、本発明による軸受の輪郭修正
から得られる利点を二つの代表例で示す。第５図には、
ロータのジャーナルの傾斜がゼロの場合と０． ００４
ｍｍ／ｍｍ （０，００４インチ／インチ）の場合を示
す。第−例の軸受１は輪郭修正部の傾斜がゼロである第
２図の軸受を表わす。第二及び第三の軸受２及び３は、
第４図に示す種類の輪郭修正した軸受を表わす。上記三
例のすべてにおいて、同じジャーナル速度１０００ ｒ
ｐｍ 、ジャーナル荷重２２６８０ｋｇｆ’ （５０
０００重量ポンド）、ジャーナル直径３０４゜８ｍｍ（
１２，００インチ）、軸受直径方向隙間０゜３０４８ｍ
ｍ（０，０１２インチ）、及びジャーナルの長さ２５４
ｍｍ（１０，００インチ）である。
第２図の従来の軸受と対比して第５図に例示する。すな
わち、第５図においては、本発明による軸受の輪郭修正
から得られる利点を二つの代表例で示す。第５図には、
ロータのジャーナルの傾斜がゼロの場合と０． ００４
ｍｍ／ｍｍ （０，００４インチ／インチ）の場合を示
す。第−例の軸受１は輪郭修正部の傾斜がゼロである第
２図の軸受を表わす。第二及び第三の軸受２及び３は、
第４図に示す種類の輪郭修正した軸受を表わす。上記三
例のすべてにおいて、同じジャーナル速度１０００ ｒ
ｐｍ 、ジャーナル荷重２２６８０ｋｇｆ’ （５０
０００重量ポンド）、ジャーナル直径３０４゜８ｍｍ（
１２，００インチ）、軸受直径方向隙間０゜３０４８ｍ
ｍ（０，０１２インチ）、及びジャーナルの長さ２５４
ｍｍ（１０，００インチ）である。
しかし、軸受１において、ロータのジャーナルの傾斜が
ｏ、ｏｏｏ、すなわちロータの曲がりがない場合、最小
油膜厚さは０゜０４０１１ｍｍ （１，。
ｏ、ｏｏｏ、すなわちロータの曲がりがない場合、最小
油膜厚さは０゜０４０１１ｍｍ （１，。
５７９ミル）で許容値である。しかしロータのジャーナ
ルの傾斜が０． ００４１１Ｉｍ／ｍｍ （０，００４
インチ／インチ）の場合、最小油膜厚さは望ましくない
値の０．００２９２１市（０，１１５ミル）に減ってし
まう。これを、次に述べる本発明による輪郭修正した軸
受の場合と対比されたい。すなわち、軸受２では、ジャ
ーナルの長さ２５４ｍｍ（１０，００インチ）のうち１
．５２． ４ｍｍ （６゜００インチ）にわたって傾斜
が０．００４ａｏｉ／開（０，００４インチ／インチ）
の輪郭修正が設けられていて、ロータのジャーナルの傾
斜が０．０００すなわち曲がりがない場合、最小油膜厚
さはＣ）、０２６３１ｍｍ（１，０３６ミル）で許容値
量である。さらに、ロータのジャーナルの傾斜が０゜０
０４ｍｍ／ｍｍ （０，００４インチ／インチ）の場合
、最小油膜厚さは０．０３１０６ｍｍ（１，２２３ミル
）である。この値を軸受１における最小油膜厚さ０．０
０２９２１＋＋＋ｎ（０，１１５ミル）と比較すると、
最小油膜厚さの改良度は１０対１以」−である。また、
第三例の軸受３では、ジャーナルの長さ２５４ｍｍ（１
０，００インチ）の全長にわたって０． ００４ｍｍ／
ｍｍ （０，００４インチ／インチ）の傾斜の輪郭修正
部が設けられていて、最小油膜厚さはジャーナルの傾斜
がｏ、ｏｏｏすなわちロータの曲りがない場合にはわず
か０．００１７７８ｍ信（０，０７０ミル）であるが、
ジャナルの傾斜が０．００４ｍｍ／ｍＩｍ（０，００４
インチ／インチ）の場合にはｏ、０３２５６ｍｍ（１゜
２８２ミル）である。
ルの傾斜が０． ００４１１Ｉｍ／ｍｍ （０，００４
インチ／インチ）の場合、最小油膜厚さは望ましくない
値の０．００２９２１市（０，１１５ミル）に減ってし
まう。これを、次に述べる本発明による輪郭修正した軸
受の場合と対比されたい。すなわち、軸受２では、ジャ
ーナルの長さ２５４ｍｍ（１０，００インチ）のうち１
．５２． ４ｍｍ （６゜００インチ）にわたって傾斜
が０．００４ａｏｉ／開（０，００４インチ／インチ）
の輪郭修正が設けられていて、ロータのジャーナルの傾
斜が０．０００すなわち曲がりがない場合、最小油膜厚
さはＣ）、０２６３１ｍｍ（１，０３６ミル）で許容値
量である。さらに、ロータのジャーナルの傾斜が０゜０
０４ｍｍ／ｍｍ （０，００４インチ／インチ）の場合
、最小油膜厚さは０．０３１０６ｍｍ（１，２２３ミル
）である。この値を軸受１における最小油膜厚さ０．０
０２９２１＋＋＋ｎ（０，１１５ミル）と比較すると、
最小油膜厚さの改良度は１０対１以」−である。また、
第三例の軸受３では、ジャーナルの長さ２５４ｍｍ（１
０，００インチ）の全長にわたって０． ００４ｍｍ／
ｍｍ （０，００４インチ／インチ）の傾斜の輪郭修正
部が設けられていて、最小油膜厚さはジャーナルの傾斜
がｏ、ｏｏｏすなわちロータの曲りがない場合にはわず
か０．００１７７８ｍ信（０，０７０ミル）であるが、
ジャナルの傾斜が０．００４ｍｍ／ｍＩｍ（０，００４
インチ／インチ）の場合にはｏ、０３２５６ｍｍ（１゜
２８２ミル）である。
すなわち第５図は、第−例の輪郭修正していない軸受１
では、ジャーナルの傾斜が０．００４ｍｍ／ｍｌ１（０
，００４インチ／インチ）であるときには油膜厚さが許
容できない値になることを示しいてる。しかし、軸受内
径部を輪郭修正した軸受では、第５図の軸受２及び３で
例示したように、最小油膜厚さは０．０２５４ｍ＋ｓ（
１ミル）を超えている。
では、ジャーナルの傾斜が０．００４ｍｍ／ｍｌ１（０
，００４インチ／インチ）であるときには油膜厚さが許
容できない値になることを示しいてる。しかし、軸受内
径部を輪郭修正した軸受では、第５図の軸受２及び３で
例示したように、最小油膜厚さは０．０２５４ｍ＋ｓ（
１ミル）を超えている。
ロータのジャーナルの傾斜がｏ、ｏｏｏの条件において
は、予想したとおり、輪郭修正していない軸受の最小油
膜厚さが最も大きい値を示し、第二例の、軸受長さの６
０％を輪郭修正した軸受２では、やや油膜厚さの減少が
見られ、さらに第三例の全長にわたる輪郭修正した軸受
３では、油膜厚さが０．０２５４ｍ＋＊（１ミル）より
かなり低い値となり許容できない設計である。このよう
に、軸受全長の６０％の長さを輪郭修正した方が、種々
の荷重付加範囲にわたって適切な油膜厚さを達成するの
に一層融通性があり、ジャーナルの傾斜に誤差をもたら
す原因となる据付は誤差に対しても許容度がより大きい
。軸受全長の約５０％の長さを輪郭修正した場合でも、
舶用推進歯車装置で経験されるような種々の荷重負荷範
囲全域にわたって適切な油膜厚さを得るのに一層融通性
がある。
は、予想したとおり、輪郭修正していない軸受の最小油
膜厚さが最も大きい値を示し、第二例の、軸受長さの６
０％を輪郭修正した軸受２では、やや油膜厚さの減少が
見られ、さらに第三例の全長にわたる輪郭修正した軸受
３では、油膜厚さが０．０２５４ｍ＋＊（１ミル）より
かなり低い値となり許容できない設計である。このよう
に、軸受全長の６０％の長さを輪郭修正した方が、種々
の荷重付加範囲にわたって適切な油膜厚さを達成するの
に一層融通性があり、ジャーナルの傾斜に誤差をもたら
す原因となる据付は誤差に対しても許容度がより大きい
。軸受全長の約５０％の長さを輪郭修正した場合でも、
舶用推進歯車装置で経験されるような種々の荷重負荷範
囲全域にわたって適切な油膜厚さを得るのに一層融通性
がある。
他方、軸受全長にわたって輪郭修正するのは、速度と荷
重が一般的に全定格値に維持されるような産業用の用途
によりよく適している。特定の用途に対する輪郭修正部
の傾斜と長さは最終的には、主として軸受油特性に影響
を及ばず運転条件を詳細に評価検討し、さらに製作許容
誤差及び支持構造の設計を考慮して決定される。輪郭修
正のために軸受内径部を機械加工で削る量には実際的上
限はないように見える。その場合、シャフトにかかる曲
げ応力が制限要因となろう。同様に、要求される研削量
の下限もない。これは、量を小さくしていくと、輪郭修
正しない軸受が必要最小油膜厚さを得るのに適している
ということになるからである。
重が一般的に全定格値に維持されるような産業用の用途
によりよく適している。特定の用途に対する輪郭修正部
の傾斜と長さは最終的には、主として軸受油特性に影響
を及ばず運転条件を詳細に評価検討し、さらに製作許容
誤差及び支持構造の設計を考慮して決定される。輪郭修
正のために軸受内径部を機械加工で削る量には実際的上
限はないように見える。その場合、シャフトにかかる曲
げ応力が制限要因となろう。同様に、要求される研削量
の下限もない。これは、量を小さくしていくと、輪郭修
正しない軸受が必要最小油膜厚さを得るのに適している
ということになるからである。
以上、本発明を好ましい実施例について説明してきたが
、本発明の精神と範囲を逸脱せずにその構成の詳細、部
品の配置と組合せ、及び使用材料の種類について種々の
変更が可能であることを理解されたい。
、本発明の精神と範囲を逸脱せずにその構成の詳細、部
品の配置と組合せ、及び使用材料の種類について種々の
変更が可能であることを理解されたい。
第１図は、本発明を利用できる減速歯車組立体を簡単化
して示す構成図である。第２図は、ジャーナル軸受上で
のロータの曲がりの影響をやや誇張した形で示す側断面
図である。第３図は、歯車要素における荷重関係を例示
する簡略側面図である。第４図は、本発明による軸受内
径部を示す側断面図である。第５図は、本発明の実施例
を従来例と比較して示す図表である。 （主な符号の説明） １．３１：舶用機関、 ４．３４：第一減速歯車装置、 ５．３５：第二減速歯車装置、 １０：ロータ、 １２：軸受胴部、 １３：バビット・ラインニング、 １９：曲がり角度、 ２１；最小油膜厚さ、 ２８：輪郭修正部。
して示す構成図である。第２図は、ジャーナル軸受上で
のロータの曲がりの影響をやや誇張した形で示す側断面
図である。第３図は、歯車要素における荷重関係を例示
する簡略側面図である。第４図は、本発明による軸受内
径部を示す側断面図である。第５図は、本発明の実施例
を従来例と比較して示す図表である。 （主な符号の説明） １．３１：舶用機関、 ４．３４：第一減速歯車装置、 ５．３５：第二減速歯車装置、 １０：ロータ、 １２：軸受胴部、 １３：バビット・ラインニング、 １９：曲がり角度、 ２１；最小油膜厚さ、 ２８：輪郭修正部。
Claims (1)
- 【特許請求の範囲】 １、軸受内に回転自在に支持されるロータを曲げるよう
な荷重負荷の下で歯車列に使用するのに適したジャーナ
ル軸受であって、軸受胴部と、上記ジャーナル軸受内に
支持され且つ上記軸受胴部と上記ロータとの間に配置さ
れたバビット・ライニングとを有し、上記バビット・ラ
イニングの一部分が、上記ロータおよび上記軸受の軸線
に沿う方法に、荷重負荷の下での上記ロータの輪郭によ
り緊密に整合するように輪郭が修正されており、上記バ
ビット・ライニングの上記輪郭修正部分の傾斜と長さが
、上記ロータの荷重プロフィールに対して上記ロータに
対する上記ジャーナル軸受の許容最小潤滑油膜厚さを維
持するのに適した傾斜と長さであるジャーナル軸受。 ２、上記バビット・ライニングの上記輪郭修正部分が、
上記荷重を受けた上記ロータのうちの、すぐ隣接して最
小油膜厚さを生じさせるロータ部分に隣接している請求
項１のジャーナル軸受。 ３、上記バビット・ライニングの上記輪郭修正部分が、
上記バビット・ライニングの軸方向長さの約半分にわた
って設けられている請求項２のジャーナル軸受。 ４、上記最小油膜厚さが、０．０１２７ｍｍ（０．５ミ
ル）を超える厚さに維持される請求項３のジャーナル軸
受。 ５、上記バビット・ライニングの上記輪郭修正部分が、
上記ジャーナル軸受の軸方向長さに沿って直線状に傾斜
している請求項４のジャーナル軸受。 ６、上記バビット・ライニングの上記輪郭修正部分の傾
斜が０．００４ｍｍ／ｍｍ（０．００４インチ／インチ
）である請求項４のジャーナル軸受。 ７、上記軸受が通常全負荷荷重で運転する歯車列に使用
され、上記バビット・ライニングの上記輪郭修正部分が
、実質的に上記ジャーナル軸受の全長にわたって形成さ
れている請求項２のジャーナル軸受。 ８、上記軸受胴部に対する上記バビット・ライニングの
上記輪郭修正部分の傾斜が、実質的に上記ロータの曲げ
角度に等しく作られている請求項１のジャーナル軸受。 ９、上記軸受内にある上記ロータのジャーナル部分の傾
斜を決めることによって上記バビット・ライニングの上
記輪郭修正部分が決定され、油膜厚さがレイノルズの方
程式の定差解によって計算される請求項１のジャーナル
軸受。
Applications Claiming Priority (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| US07/288,745 US4995735A (en) | 1988-12-22 | 1988-12-22 | Contoured journal bearing |
| US288,745 | 1988-12-22 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH02217618A true JPH02217618A (ja) | 1990-08-30 |
| JP2698196B2 JP2698196B2 (ja) | 1998-01-19 |
Family
ID=23108470
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP1320754A Expired - Fee Related JP2698196B2 (ja) | 1988-12-22 | 1989-12-12 | ジャーナル軸受 |
Country Status (4)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US4995735A (ja) |
| JP (1) | JP2698196B2 (ja) |
| DE (1) | DE3940606A1 (ja) |
| GB (1) | GB2227799B (ja) |
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| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| CA2082248C (en) * | 1992-07-29 | 1995-02-07 | Harvey Kallenberger | Journal bearing with bearing-shaft clearance zone |
| DE59610358D1 (de) * | 1996-07-17 | 2003-05-28 | Maag Pump Systems Ag Zuerich | Gleitlager für eine Welle |
| US6468194B2 (en) | 2000-12-08 | 2002-10-22 | Morgan Construction Company | Sleeve for rolling mill oil film bearing |
| JP3955737B2 (ja) | 2001-03-07 | 2007-08-08 | 大同メタル工業株式会社 | すべり軸受 |
| JP2004211751A (ja) * | 2002-12-27 | 2004-07-29 | Daido Metal Co Ltd | 往復摺動用円筒形軸受 |
| US6921210B2 (en) * | 2003-04-11 | 2005-07-26 | Federal-Mogul World Wide, Inc. | Flange bearing |
| US7055439B2 (en) | 2004-06-03 | 2006-06-06 | Magnus Division Of Lv Ventures, Inc. | Interior contour for bore of a friction support bearing of a railway locomotive traction motor |
| CA2571920C (en) | 2004-07-01 | 2012-10-02 | Elliott Company | Four-bearing rotor system |
| DE102005019984A1 (de) * | 2005-04-27 | 2006-11-09 | A. Friedr. Flender Ag | Gleitlagerung |
| WO2010038588A1 (ja) * | 2008-10-03 | 2010-04-08 | 大豊工業株式会社 | すべり軸受とその製造方法 |
| GB2492174A (en) | 2011-07-06 | 2012-12-26 | Messier Dowty Ltd | A profoiled bearing |
| JP6539428B2 (ja) * | 2014-03-06 | 2019-07-03 | 大豊工業株式会社 | 軸受およびスクロール式流体機械 |
| CN105465170B (zh) * | 2015-12-11 | 2018-10-16 | 东方电气集团东方汽轮机有限公司 | 一种均载滑动轴承 |
| WO2018013292A1 (en) * | 2016-07-12 | 2018-01-18 | Halliburton Energy Services, Inc. | Bearings for downhole drilling motors |
| CA3125832C (en) | 2018-07-27 | 2023-04-11 | Halliburton Energy Services, Inc. | Radial bearing apparatus for use with side forces |
| TWI764109B (zh) * | 2019-03-22 | 2022-05-11 | 美商聖高拜塑膠製品公司 | 複合軸承及其製造與使用方法 |
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| GB202005022D0 (en) | 2020-04-06 | 2020-05-20 | Rolls Royce Plc | Gearboxes for aircraft gas turbine engines |
| GB202005025D0 (en) | 2020-04-06 | 2020-05-20 | Rolls Royce Plc | Gearboxes for aircraft gas turbine engines |
| GB202005028D0 (en) | 2020-04-06 | 2020-05-20 | Rolls Royce Plc | Gearboxes for aircraft gas turbine engines |
| GB202005033D0 (en) | 2020-04-06 | 2020-05-20 | Rolls Royce Plc | Gearboxes for aircraft gas turbine engines |
Family Cites Families (10)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| DE426999C (de) * | 1925-04-02 | 1926-08-30 | H C G Dettmar Dr Ing | Gleitlager |
| FR989640A (fr) * | 1944-02-19 | 1951-09-11 | Electrochimie Soc | Perfectionnements apportés aux ensembles coussinet-arbre tournant |
| DE800353C (de) * | 1948-10-02 | 1950-10-30 | Schenck Ag Carl | Lagerschale oder Lagerring fuer Gleitlager zum Auswuchten von Rotationskoerpern |
| GB691089A (en) * | 1950-04-22 | 1953-05-06 | Gen Motors Corp | Improved shaft mounting |
| GB1044357A (en) * | 1964-07-20 | 1966-09-28 | Rolls Royce | Improvements in or relating to mounting rotatable shafts |
| DE2223721A1 (de) * | 1971-11-29 | 1973-06-07 | Thaelmann Schwermaschbau Veb | Einstellbare gleitlagerung |
| DE2848994A1 (de) * | 1978-11-11 | 1980-05-22 | Bosch Gmbh Robert | Zahnradmaschine (pumpe oder hydromotor) |
| US4605363A (en) * | 1985-03-25 | 1986-08-12 | Sundstrand Corporation | Gear pump with pivoted bushings that can deflect |
| DE3608576A1 (de) * | 1985-04-17 | 1986-10-30 | Itt Industries, Inc., New York, N.Y. | Rohr zur teilweisen umhuellung von kraftuebertragungskabeln von maschinen |
| JP5125534B2 (ja) | 2008-01-17 | 2013-01-23 | 富士通株式会社 | 方位検出装置および方位検出プログラム |
-
1988
- 1988-12-22 US US07/288,745 patent/US4995735A/en not_active Expired - Fee Related
-
1989
- 1989-12-08 DE DE3940606A patent/DE3940606A1/de not_active Ceased
- 1989-12-12 JP JP1320754A patent/JP2698196B2/ja not_active Expired - Fee Related
- 1989-12-20 GB GB8928784A patent/GB2227799B/en not_active Expired - Fee Related
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| GB2227799A (en) | 1990-08-08 |
| DE3940606A1 (de) | 1990-06-28 |
| US4995735A (en) | 1991-02-26 |
| GB2227799B (en) | 1993-07-21 |
| JP2698196B2 (ja) | 1998-01-19 |
| GB8928784D0 (en) | 1990-02-28 |
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Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
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