JPH0781588B2 - 軸受支持体 - Google Patents
軸受支持体Info
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- JPH0781588B2 JPH0781588B2 JP1208025A JP20802589A JPH0781588B2 JP H0781588 B2 JPH0781588 B2 JP H0781588B2 JP 1208025 A JP1208025 A JP 1208025A JP 20802589 A JP20802589 A JP 20802589A JP H0781588 B2 JPH0781588 B2 JP H0781588B2
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- inner ring
- bearing support
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- axial thrust
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Classifications
-
- 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
- F16C27/00—Elastic or yielding bearings or bearing supports, for exclusively rotary movement
- F16C27/04—Ball or roller bearings, e.g. with resilient rolling bodies
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
- F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
- F01D25/00—Component parts, details, or accessories, not provided for in, or of interest apart from, other groups
- F01D25/16—Arrangement of bearings; Supporting or mounting bearings in casings
- F01D25/162—Bearing supports
- F01D25/164—Flexible supports; Vibration damping means associated with the bearing
-
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- F16C19/52—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with devices affected by abnormal or undesired conditions
- F16C19/522—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with devices affected by abnormal or undesired conditions related to load on the bearing, e.g. bearings with load sensors or means to protect the bearing against overload
-
- 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
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- F16C19/02—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows
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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
- F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
- F16C2360/00—Engines or pumps
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- Engineering & Computer Science (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Support Of The Bearing (AREA)
- Mounting Of Bearings Or Others (AREA)
- Magnetic Bearings And Hydrostatic Bearings (AREA)
Description
【発明の詳細な説明】 〔発明の分野〕 本発明は一般に高速回転装置に関し、詳しくはこの高速
回転装置で使用する軸受けの為の軸受支持体に関する。
本発明はまた、高速回転装置の軸に作用する流体の力及
び加速度によって軸受けに加えられる軸方向スラスト荷
重の制御及び調整にも関する。
回転装置で使用する軸受けの為の軸受支持体に関する。
本発明はまた、高速回転装置の軸に作用する流体の力及
び加速度によって軸受けに加えられる軸方向スラスト荷
重の制御及び調整にも関する。
高速回転装置に於ては軸はしばしば転がり軸受或はころ
軸受によって支持される。これらの軸受のアウターレー
スは半径方向に於て弾性的に保持され、これが軸受に対
する半径方向での制振性を提供している。この半径方向
での制振性を提供することにより軸受は半径方向の高荷
重からは保護されるが、軸受に仮に軸線方向での動的状
況が発生した場合、それによって生ずる軸方向スラスト
荷重を低減し或はそのピーク値を抑制することは出来な
い。多くの用途例、特にタービン駆動される半径方向流
れ形式の圧縮機用途では、軸受の寿命は通常は軸方向ス
ラスト荷重によって決定する。従って、要求軸受寿命を
実現する為には、軸受に加わる軸方向スラスト荷重を制
御し、軸受に加わる軸方向スラスト荷重を著しく低減す
る必要がある。
軸受によって支持される。これらの軸受のアウターレー
スは半径方向に於て弾性的に保持され、これが軸受に対
する半径方向での制振性を提供している。この半径方向
での制振性を提供することにより軸受は半径方向の高荷
重からは保護されるが、軸受に仮に軸線方向での動的状
況が発生した場合、それによって生ずる軸方向スラスト
荷重を低減し或はそのピーク値を抑制することは出来な
い。多くの用途例、特にタービン駆動される半径方向流
れ形式の圧縮機用途では、軸受の寿命は通常は軸方向ス
ラスト荷重によって決定する。従って、要求軸受寿命を
実現する為には、軸受に加わる軸方向スラスト荷重を制
御し、軸受に加わる軸方向スラスト荷重を著しく低減す
る必要がある。
軸受に関する軸方向スラスト荷重を設計段階に於て算出
し、この算出した軸方向スラスト荷重を低い値に於て予
め決定した方向に分散させることはしばしば非常に困難
であることが知られている。これは例えば、半径方向タ
ービン駆動式の遠心圧縮機についてそうである。何故な
ら、軸の正味の軸方向スラスト荷重は、インペラに軸線
方向に於て加わる圧力を積分することによって概略的に
のみ決定し得る比較的大きな２つの力の差であるからで
ある。更には、もしタービン及び或はその付随する圧縮
機の入出力条件を計画的或は非計画的理由によって変更
すると、軸方向スラスト荷重の大きさ或はその方向さえ
も変化する可能性がある。そうした非計画的な理由には
例えば、外的要因によるタービンユニット自体の緊急停
止が含まれる。この緊急停止中には軸受のアウター及び
インナーの各レースは軸線方向に固定されていることか
ら、転動体と各レースとの間の応力は容易にピーク値に
到達して降伏転を越え、従って深刻な寿命短縮を引き起
こす。高速型の転がり軸受或は高速型のころ軸受での軸
方向スラスト荷重方向が変化すると、その軸線方向での
無荷重位置或はこの無荷重位置に十分近い位置で、転動
体と各レースとの間に通常チャターと称する複合的衝撃
が発生し、それが転動体と各レースとの表面をかなり損
傷させる。従って、そうした軸方向スラスト荷重方向の
変化は軸及び軸受双方にとって直ちに致命的なものと成
り得る。
し、この算出した軸方向スラスト荷重を低い値に於て予
め決定した方向に分散させることはしばしば非常に困難
であることが知られている。これは例えば、半径方向タ
ービン駆動式の遠心圧縮機についてそうである。何故な
ら、軸の正味の軸方向スラスト荷重は、インペラに軸線
方向に於て加わる圧力を積分することによって概略的に
のみ決定し得る比較的大きな２つの力の差であるからで
ある。更には、もしタービン及び或はその付随する圧縮
機の入出力条件を計画的或は非計画的理由によって変更
すると、軸方向スラスト荷重の大きさ或はその方向さえ
も変化する可能性がある。そうした非計画的な理由には
例えば、外的要因によるタービンユニット自体の緊急停
止が含まれる。この緊急停止中には軸受のアウター及び
インナーの各レースは軸線方向に固定されていることか
ら、転動体と各レースとの間の応力は容易にピーク値に
到達して降伏転を越え、従って深刻な寿命短縮を引き起
こす。高速型の転がり軸受或は高速型のころ軸受での軸
方向スラスト荷重方向が変化すると、その軸線方向での
無荷重位置或はこの無荷重位置に十分近い位置で、転動
体と各レースとの間に通常チャターと称する複合的衝撃
が発生し、それが転動体と各レースとの表面をかなり損
傷させる。従って、そうした軸方向スラスト荷重方向の
変化は軸及び軸受双方にとって直ちに致命的なものと成
り得る。
軸受の寿命を延ばす為に取分け重要な条件は、軸方向ス
ラスト荷重を所定の低い設定値に定め、その変動範囲を
この設定値に近い範囲に制御することである。比率的に
例示するなら、軸受に作用する所望の軸方向スラスト荷
重の設定値は、制御しない場合の軸方向のスラスト荷重
の僅か1/5から1/10となるであろう。安全運転上及び軸
受寿命を最大化する為には、軸受に作用する軸方向スラ
スト荷重を、軸方向スラスト荷重の設定値の20から30％
とすべきである。タービン或は圧縮機ホイールのスカラ
ッピング処理は、軸方向スラスト荷重の大きさ及び或は
方向を制御する為に使用される従来からの一方法であ
る。しかしながらこの方法は一般に効率低下を招き、特
に圧縮機の場合にはその効率低下は大きなものとなる。
軸方向スラスト荷重を制御するための他の方法では適宜
寸法のスラストチャンバが使用される。このスラストチ
ャンバ内に最も頻繁にはガス状流体、通常は作動流体を
導入し、軸受とスラストチャンバとの移動表面間にラビ
リンスシールを設けてスラストチャンバ内の圧力を一定
に維持する。適宜の圧力を有する流体源を使用するそれ
らの装置は、制御しない場合の軸方向スラスト荷重範囲
と実際に加わる軸方向スラスト荷重範囲との値の差を著
しく狭め得る。しかしながら軸方向スラスト荷重の算出
は困難であるので、スラストチャンバ内の圧力を最適化
することは難かしい。更には、そうした受動的な構成で
は軸方向スラスト荷重設定値範囲にうまく対応すること
が出来ない。
ラスト荷重を所定の低い設定値に定め、その変動範囲を
この設定値に近い範囲に制御することである。比率的に
例示するなら、軸受に作用する所望の軸方向スラスト荷
重の設定値は、制御しない場合の軸方向のスラスト荷重
の僅か1/5から1/10となるであろう。安全運転上及び軸
受寿命を最大化する為には、軸受に作用する軸方向スラ
スト荷重を、軸方向スラスト荷重の設定値の20から30％
とすべきである。タービン或は圧縮機ホイールのスカラ
ッピング処理は、軸方向スラスト荷重の大きさ及び或は
方向を制御する為に使用される従来からの一方法であ
る。しかしながらこの方法は一般に効率低下を招き、特
に圧縮機の場合にはその効率低下は大きなものとなる。
軸方向スラスト荷重を制御するための他の方法では適宜
寸法のスラストチャンバが使用される。このスラストチ
ャンバ内に最も頻繁にはガス状流体、通常は作動流体を
導入し、軸受とスラストチャンバとの移動表面間にラビ
リンスシールを設けてスラストチャンバ内の圧力を一定
に維持する。適宜の圧力を有する流体源を使用するそれ
らの装置は、制御しない場合の軸方向スラスト荷重範囲
と実際に加わる軸方向スラスト荷重範囲との値の差を著
しく狭め得る。しかしながら軸方向スラスト荷重の算出
は困難であるので、スラストチャンバ内の圧力を最適化
することは難かしい。更には、そうした受動的な構成で
は軸方向スラスト荷重設定値範囲にうまく対応すること
が出来ない。
更には、流体力学的或は流体静力学的に作動されるジャ
ーナル軸受及びスラスト軸受と言った非回転型の軸受に
関しても、軸受支持及び軸方向スラスト荷重制御の問題
が生じる。後者、即ちスラスト軸受の場合、その荷重担
持性能は、スラスト軸受の作動寿命を通し軸受支持体に
加わる最大の軸方向スラスト荷重を担持し得るようなも
のとすべきである。この最大の軸方向スラスト荷重もや
はり定常設計荷重よりも大きなものであり得る。荷重対
変形の特性を好ましく一定化した弾性制振式の軸受支持
体を使用することにより動的荷重は最良状態に於て低減
され、軸方向スラスト荷重を能動的に制御することによ
り軸方向スラスト荷重の設定値は小さくなり、その結
果、スラスト軸受はずっと小さくなる。この点は、多く
の用途例に於てスラスト軸受の軸方向スラスト荷重の最
大値と重大なことにはエネルギー損失とが、ジャーナル
軸受のそれの数倍ともなり得ることから重要である。ジ
ャーナル軸受を考慮するに、これを弾性制振式の支持体
に取付けることでその安定性の限界が著く向上すること
が以前より認識されている。しかしながら、軸受取付け
体の制振性能を改良することが望まれる。
ーナル軸受及びスラスト軸受と言った非回転型の軸受に
関しても、軸受支持及び軸方向スラスト荷重制御の問題
が生じる。後者、即ちスラスト軸受の場合、その荷重担
持性能は、スラスト軸受の作動寿命を通し軸受支持体に
加わる最大の軸方向スラスト荷重を担持し得るようなも
のとすべきである。この最大の軸方向スラスト荷重もや
はり定常設計荷重よりも大きなものであり得る。荷重対
変形の特性を好ましく一定化した弾性制振式の軸受支持
体を使用することにより動的荷重は最良状態に於て低減
され、軸方向スラスト荷重を能動的に制御することによ
り軸方向スラスト荷重の設定値は小さくなり、その結
果、スラスト軸受はずっと小さくなる。この点は、多く
の用途例に於てスラスト軸受の軸方向スラスト荷重の最
大値と重大なことにはエネルギー損失とが、ジャーナル
軸受のそれの数倍ともなり得ることから重要である。ジ
ャーナル軸受を考慮するに、これを弾性制振式の支持体
に取付けることでその安定性の限界が著く向上すること
が以前より認識されている。しかしながら、軸受取付け
体の制振性能を改良することが望まれる。
高速回転装置の回転要素を支持する軸受の為の軸受支持
体にして、軸受支持体に半径方向から加わる力を減衰さ
せるのみならず、軸方向スラスト荷重をも減衰させるべ
く作用しそれにより、軸受寿命を延長する軸受支持体を
提供することである。
体にして、軸受支持体に半径方向から加わる力を減衰さ
せるのみならず、軸方向スラスト荷重をも減衰させるべ
く作用しそれにより、軸受寿命を延長する軸受支持体を
提供することである。
本発明によれば、 高速回転装置のための軸受支持体であって、 該高速回転装置の回転要素支持に際し１つ以上の軸受を
保持するインナーリング（１）にして、半径方向に離間
した少くとも２つの長孔（２）をその円周方向に沿って
間隔を置いて設けてなるインナーリング（１）と、 該インナーリング（１）から半径方向に離間され、高速
回転装置の静止要素に着脱自在のアウターリング（５）
と、 インナーリング（１）とアウターリング（５）との間で
これらインナーリング及びアウターリングと一体的に結
合され且つ円周方向に相互に離間して配設され、アウタ
ーリングをインナーリング上に支持し、半径方向に於て
剛性を有し軸線方向に於て柔軟性を有してなる少くとも
２つの構造部材（３）と を包含する軸受支持体が提供される。
保持するインナーリング（１）にして、半径方向に離間
した少くとも２つの長孔（２）をその円周方向に沿って
間隔を置いて設けてなるインナーリング（１）と、 該インナーリング（１）から半径方向に離間され、高速
回転装置の静止要素に着脱自在のアウターリング（５）
と、 インナーリング（１）とアウターリング（５）との間で
これらインナーリング及びアウターリングと一体的に結
合され且つ円周方向に相互に離間して配設され、アウタ
ーリングをインナーリング上に支持し、半径方向に於て
剛性を有し軸線方向に於て柔軟性を有してなる少くとも
２つの構造部材（３）と を包含する軸受支持体が提供される。
本発明の軸受支持体を図面を参照して詳細に説明する。
第１図を参照するに、インナーリング１は好ましくはマ
ンガン合金鋼の如き構造的に制振特性を有する金属合金
から成り、半径方向での柔軟性及び後述する制振を提供
する為の、半径方向に離間された少くとも２つの長孔２
がその円周方向に沿って設けられ、その結果、インナー
リングはこれらの長孔２を境として半径方向内側部分と
半径方向外側部分とに分けられた構成となっている。長
孔２を設けたインナーリング１は、高速回転装置の軸の
如き回転要素を空間52内に支持してなる１つ以上の軸受
を空間51内に保持する。軸受は図示しない適正な嵌合い
リング或は保持リングによりインナーリングに対し保持
される。
ンガン合金鋼の如き構造的に制振特性を有する金属合金
から成り、半径方向での柔軟性及び後述する制振を提供
する為の、半径方向に離間された少くとも２つの長孔２
がその円周方向に沿って設けられ、その結果、インナー
リングはこれらの長孔２を境として半径方向内側部分と
半径方向外側部分とに分けられた構成となっている。長
孔２を設けたインナーリング１は、高速回転装置の軸の
如き回転要素を空間52内に支持してなる１つ以上の軸受
を空間51内に保持する。軸受は図示しない適正な嵌合い
リング或は保持リングによりインナーリングに対し保持
される。
長孔２は約0.058mmから2.54mm（0.002inから0.1in）の
範囲内の半径方向幅を有し且つ半径方向に全体的に約0.
762mm（0.030in）離間される。これら長孔２は、180
度、120度或は90度の各度範囲でオフセットされた状態
に於てインナーリングの円周方向に沿って配列され得、
インナーリング１の空間51に保持するジャーナル軸受或
は転がり軸受の軸線方向の幅寸法の１乃至２倍の範囲内
の寸法に於てインナーリング１内を軸線方向に延伸し、
その内部は空洞のままとするか或は高制振性を有する可
撓性ゴム或はプラスチックの如き制振材料を充填する。
制振材料は発泡材形態のもので良く、これら発泡材の気
泡が開放気泡であるならばその空隙に相容性の粘性流体
を充填して制振性を増長させることも出来る。制振性を
有する流体を毛管作用により保持し得る繊維或はフェル
トのような材料も使用して良い。可撓性金属の薄板を粘
性流体と共に或は粘性流体無しで使用することもまた、
制振性増長の為に有益である。鉱物油潤滑式の軸受に、
例えばニトリットゴム或はネオプレンゴム、エポキシ、
ポリウレタンコンパウンドを使用しても良い。制振材料
を単に長孔に挿入しても良く或は流体形態にて流し込ん
だ後に然るべく硬化させても良い。発泡材形態の弾性発
泡材に粘性流体として潤滑材自体を充填することも出来
る。この場合は、毛管作用により粘性流体、即ち潤滑材
がシール或はＯ−リングなしで移動面間に保持される利
点が生じる。前記フェルト材料を使用する場合、このフ
ェルト材料に予め潤滑材を充填しておけば、転がり軸受
の噴霧給油によりこのフェルト材料を飽和状態に維持し
且つ長孔２を充填材料に維持しておくことが出来る。
範囲内の半径方向幅を有し且つ半径方向に全体的に約0.
762mm（0.030in）離間される。これら長孔２は、180
度、120度或は90度の各度範囲でオフセットされた状態
に於てインナーリングの円周方向に沿って配列され得、
インナーリング１の空間51に保持するジャーナル軸受或
は転がり軸受の軸線方向の幅寸法の１乃至２倍の範囲内
の寸法に於てインナーリング１内を軸線方向に延伸し、
その内部は空洞のままとするか或は高制振性を有する可
撓性ゴム或はプラスチックの如き制振材料を充填する。
制振材料は発泡材形態のもので良く、これら発泡材の気
泡が開放気泡であるならばその空隙に相容性の粘性流体
を充填して制振性を増長させることも出来る。制振性を
有する流体を毛管作用により保持し得る繊維或はフェル
トのような材料も使用して良い。可撓性金属の薄板を粘
性流体と共に或は粘性流体無しで使用することもまた、
制振性増長の為に有益である。鉱物油潤滑式の軸受に、
例えばニトリットゴム或はネオプレンゴム、エポキシ、
ポリウレタンコンパウンドを使用しても良い。制振材料
を単に長孔に挿入しても良く或は流体形態にて流し込ん
だ後に然るべく硬化させても良い。発泡材形態の弾性発
泡材に粘性流体として潤滑材自体を充填することも出来
る。この場合は、毛管作用により粘性流体、即ち潤滑材
がシール或はＯ−リングなしで移動面間に保持される利
点が生じる。前記フェルト材料を使用する場合、このフ
ェルト材料に予め潤滑材を充填しておけば、転がり軸受
の噴霧給油によりこのフェルト材料を飽和状態に維持し
且つ長孔２を充填材料に維持しておくことが出来る。
アウターリング５はインナーリング１から半径方向に離
間され、装置ハウジング、フレームその他の如き静止要
素に着脱自在でありこれが、装置内での軸受支持体取付
けを可能とする。
間され、装置ハウジング、フレームその他の如き静止要
素に着脱自在でありこれが、装置内での軸受支持体取付
けを可能とする。
インナーリング１とアウターリング５との間には、イン
ナーリング１をアウターリング５内で支持するための少
くとも２つの構造部材３が、インナーリング１とアウタ
ーリング５とに夫々一体的に結合する状態で且つ円周方
向に離間された状態で配設される。構造部材３は、その
断面の縦横比の適切に選択することで軸受支持体の半径
方向の剛性をその軸線方向の剛性よりもはるかに大きな
ものとしつつ、軸受支持体に軸線方向の柔軟性を提供す
る。構造部材３の軸線方向の柔軟性の度合いを選択する
上での適切な基準は、予想される最大軸方向スラスト荷
重下で、軸受がその最小軸線方向移動量の20乃至80％、
好ましくは50乃至70％に於て軸線方向に移動可能となる
ことである。好ましくは構造部材３は円周方向に等間隔
に離間される。
ナーリング１をアウターリング５内で支持するための少
くとも２つの構造部材３が、インナーリング１とアウタ
ーリング５とに夫々一体的に結合する状態で且つ円周方
向に離間された状態で配設される。構造部材３は、その
断面の縦横比の適切に選択することで軸受支持体の半径
方向の剛性をその軸線方向の剛性よりもはるかに大きな
ものとしつつ、軸受支持体に軸線方向の柔軟性を提供す
る。構造部材３の軸線方向の柔軟性の度合いを選択する
上での適切な基準は、予想される最大軸方向スラスト荷
重下で、軸受がその最小軸線方向移動量の20乃至80％、
好ましくは50乃至70％に於て軸線方向に移動可能となる
ことである。好ましくは構造部材３は円周方向に等間隔
に離間される。
構造部材３に、環境適合性を有し且つ高制振特性を有す
る可撓性ゴム或はプラスチックコンパウンドをコーティ
ングすることにより構造部材３に制振性を与えることが
出来る。或はまた、インナーリング１の一面或は両面に
制振材料として流体の薄膜或は適宜のエラストマを配設
し、インナーリング１の軸線方向の最大移動量を制限す
ることも可能である。少くとも１つの構造部材３に、装
置の軸に軸方向に於て作用する力を検出可能な態様に於
て力センサを取付けるのが好ましい。
る可撓性ゴム或はプラスチックコンパウンドをコーティ
ングすることにより構造部材３に制振性を与えることが
出来る。或はまた、インナーリング１の一面或は両面に
制振材料として流体の薄膜或は適宜のエラストマを配設
し、インナーリング１の軸線方向の最大移動量を制限す
ることも可能である。少くとも１つの構造部材３に、装
置の軸に軸方向に於て作用する力を検出可能な態様に於
て力センサを取付けるのが好ましい。
機械設計技術者には、インナーリング１に設けた長孔２
が軸受支持体に於ける半径方向の柔軟性及び制振を提供
する一方で、構造部材３が軸受支持体に於ける軸線方向
の柔軟性及び制振を提供することを認識されよう。構造
部材３は、軸受支持体に於ける長孔２の提供する半径方
向の柔軟性に対する支持を与えると言う意味に於て、半
径方向の弾性にも僅かながら貢献する。しかしながら本
発明の軸受支持体は、半径方向及び軸方向での自由度を
提供する２つの部材が本来分離していることから、設計
上の自由度は高まる。
が軸受支持体に於ける半径方向の柔軟性及び制振を提供
する一方で、構造部材３が軸受支持体に於ける軸線方向
の柔軟性及び制振を提供することを認識されよう。構造
部材３は、軸受支持体に於ける長孔２の提供する半径方
向の柔軟性に対する支持を与えると言う意味に於て、半
径方向の弾性にも僅かながら貢献する。しかしながら本
発明の軸受支持体は、半径方向及び軸方向での自由度を
提供する２つの部材が本来分離していることから、設計
上の自由度は高まる。
第２図は第１図を線Ａ−Ａで切断した断面図であり、空
間51に転がり軸受53を支持してなる軸受支持体が示され
る。前述の如く、インナーリング１は、半径方向内側及
び外側の部分間に長孔２を介在させた形となっているこ
とから、仮に軸受53の軸線方向に、構造部材３の提供す
る柔軟性を越える過大な力が作用した場合、この長孔２
を境としてその半径方向内側及び外側の部分が軸線方向
にズレを生じる場合がある。こうしたズレは異常事態に
於てのみ生じ得るものであるが、こうしたズレに伴う軸
受の軸線方向での最大移動量に限界を与えるための外部
ストッパ６が、軸受53及びインナーリング１の前記長孔
２よりも半径方向内側の部分と一体的に結合させた状態
で取り付けられる。この外部ストッパ６及びインナーリ
ング１間の、軸線方向各側には更に間隙７が設けられ
る。各間隙７の寸法は、前記軸線方向の各側で異なり得
るものであるが、ターボスーパーチャージャー或は膨張
タービンの如き過給機の為には、それらの軸受が最小軸
線方向移動量の20乃至80％、好ましくは50乃至70％の範
囲内に於て軸線方向に移動可能となるようなものであ
る。かくして、前述のズレ発生時には、軸受53、インナ
ーリング１の前記長孔２よりも半径方向内側の部分が、
外部ストッパ６と共に前記間隙７の範囲を軸線方向の、
例えば図２で左側に移動し、次いで図２で右側に示され
る外部ストッパ６の、間隙７を構成する内側側面がイン
ナーリング１の、長孔２よりも半径方向外側の部分の側
面と衝接し、結局、軸受53のそれ以上の軸線方向の移動
は停止される。軸受の軸線方向移動を制限すると共に軸
受に加わる軸方向スラスト荷重の影響を最小限とするた
めに、これらの間隙７に制振材料を配設し或はまた制振
材料を構造部材３の外面に塗布しても良い。
間51に転がり軸受53を支持してなる軸受支持体が示され
る。前述の如く、インナーリング１は、半径方向内側及
び外側の部分間に長孔２を介在させた形となっているこ
とから、仮に軸受53の軸線方向に、構造部材３の提供す
る柔軟性を越える過大な力が作用した場合、この長孔２
を境としてその半径方向内側及び外側の部分が軸線方向
にズレを生じる場合がある。こうしたズレは異常事態に
於てのみ生じ得るものであるが、こうしたズレに伴う軸
受の軸線方向での最大移動量に限界を与えるための外部
ストッパ６が、軸受53及びインナーリング１の前記長孔
２よりも半径方向内側の部分と一体的に結合させた状態
で取り付けられる。この外部ストッパ６及びインナーリ
ング１間の、軸線方向各側には更に間隙７が設けられ
る。各間隙７の寸法は、前記軸線方向の各側で異なり得
るものであるが、ターボスーパーチャージャー或は膨張
タービンの如き過給機の為には、それらの軸受が最小軸
線方向移動量の20乃至80％、好ましくは50乃至70％の範
囲内に於て軸線方向に移動可能となるようなものであ
る。かくして、前述のズレ発生時には、軸受53、インナ
ーリング１の前記長孔２よりも半径方向内側の部分が、
外部ストッパ６と共に前記間隙７の範囲を軸線方向の、
例えば図２で左側に移動し、次いで図２で右側に示され
る外部ストッパ６の、間隙７を構成する内側側面がイン
ナーリング１の、長孔２よりも半径方向外側の部分の側
面と衝接し、結局、軸受53のそれ以上の軸線方向の移動
は停止される。軸受の軸線方向移動を制限すると共に軸
受に加わる軸方向スラスト荷重の影響を最小限とするた
めに、これらの間隙７に制振材料を配設し或はまた制振
材料を構造部材３の外面に塗布しても良い。
第３図は空間51にジャーナル軸受54を支持してなる軸受
支持体を第１図の線Ｂ−Ｂに沿って切断した断面図であ
る。
支持体を第１図の線Ｂ−Ｂに沿って切断した断面図であ
る。
本発明によれば作業者は、軸受に加わる軸重量条件並び
に軸方向スラスト荷重条件に基き、軸受支持体の軸線方
向での柔軟性及び制振を最適化することが出来る。こう
した最適化を達成する為の軸受支持体の融通性は、構造
部材３をその使用数、半径方向長さそして軸線方向寸法
形状に於て別個に変更可能であることによりもたらされ
る。
に軸方向スラスト荷重条件に基き、軸受支持体の軸線方
向での柔軟性及び制振を最適化することが出来る。こう
した最適化を達成する為の軸受支持体の融通性は、構造
部材３をその使用数、半径方向長さそして軸線方向寸法
形状に於て別個に変更可能であることによりもたらされ
る。
第４図は、本発明に従う軸受支持体を、軸受に加わる軸
方向スラスト荷重を制御し且つ調節する為の制御回路と
共に使用した例を示す概略図である。
方向スラスト荷重を制御し且つ調節する為の制御回路と
共に使用した例を示す概略図である。
第４図を参照するに、回転軸57に加わる不均衡な軸方向
スラスト荷重の全てが１つの軸受11に加えられている。
この軸受11は、軸方向スラスト荷重を検出する態様に於
て力センサ12を構造部材３に装着してなる軸受支持体に
より支持されている。力センサ12は応力に応答する応力
ゲージ、直線運動に応答するインダクタンスプローブ、
キャパシタンスプローブ或は光学偏倚プローブ、直接作
用する力に応答するトランスデューサその他として良
い。インダクタンスプローブ、キャパシタンスプローブ
或は光学偏倚プローブの場合は軸受支持体のインナーリ
ングの移動或は軸受の移動を直接検出可能である。力セ
ンサからの出力信号は信号調整装置13に送られ、ここで
調整された信号が制御パネル或は荷重インジケータ14上
に軸荷重値として表示される。閉ループ制御回路ではこ
の信号は電気式或は空気式の制御体15と制御デバイス、
ここでは制御弁16とに送られる。
スラスト荷重の全てが１つの軸受11に加えられている。
この軸受11は、軸方向スラスト荷重を検出する態様に於
て力センサ12を構造部材３に装着してなる軸受支持体に
より支持されている。力センサ12は応力に応答する応力
ゲージ、直線運動に応答するインダクタンスプローブ、
キャパシタンスプローブ或は光学偏倚プローブ、直接作
用する力に応答するトランスデューサその他として良
い。インダクタンスプローブ、キャパシタンスプローブ
或は光学偏倚プローブの場合は軸受支持体のインナーリ
ングの移動或は軸受の移動を直接検出可能である。力セ
ンサからの出力信号は信号調整装置13に送られ、ここで
調整された信号が制御パネル或は荷重インジケータ14上
に軸荷重値として表示される。閉ループ制御回路ではこ
の信号は電気式或は空気式の制御体15と制御デバイス、
ここでは制御弁16とに送られる。
制御弁16は、適宜の供給ラインを介し軸方向スラスト荷
重均衡用の圧力チャンバ17を、この制御デバイスよりも
上流側の高圧流体源556に接続する。ラビリンスシール
が参照番号56により示される。圧力チャンバ17内の圧力
の大きさは、使用する敷受11に加わる軸方向スラスト荷
重を所望の大きさ及び方向に維持するよう常に連続制御
される。これは制御体15のダイヤルを所望値に設定する
ことにより自動的に行われる。他方の軸受18は軸線方向
に遊動可能とし、その軸線方向予圧をばねのみによって
維持することが出来る。
重均衡用の圧力チャンバ17を、この制御デバイスよりも
上流側の高圧流体源556に接続する。ラビリンスシール
が参照番号56により示される。圧力チャンバ17内の圧力
の大きさは、使用する敷受11に加わる軸方向スラスト荷
重を所望の大きさ及び方向に維持するよう常に連続制御
される。これは制御体15のダイヤルを所望値に設定する
ことにより自動的に行われる。他方の軸受18は軸線方向
に遊動可能とし、その軸線方向予圧をばねのみによって
維持することが出来る。
力センサ12はその作動に先立ち、遊動された軸方向スラ
スト荷重に対し予め較正される。制御回路が何らかの理
由で故障した場合に軸受を保護するよう、荷重メーター
リレーの様な適宜の保護装置19を使用し、装置が最大及
び最少の許容軸方向スラスト荷重範囲内で運転されるよ
うに制限する。これにより時受の寿命及び信頼性が高く
なる。
スト荷重に対し予め較正される。制御回路が何らかの理
由で故障した場合に軸受を保護するよう、荷重メーター
リレーの様な適宜の保護装置19を使用し、装置が最大及
び最少の許容軸方向スラスト荷重範囲内で運転されるよ
うに制限する。これにより時受の寿命及び信頼性が高く
なる。
上記制御回路は閉ループ制御或は能動制御モード下での
軸受の軸方向スラスト荷重制御のために好ましいもので
ある。しかしながらある種の装置運転状況下では、第５
図に略示するようなハイブリッド型の制御回路或は半受
動的な制御回路もまた軸方向スラスト荷重制御に適用可
能であり且つ有益である。この制御回路に於ても同様
に、力センサ12、信号調整装置13、荷重インジケータ1
4、そして保護装置19が組み込まれている。
軸受の軸方向スラスト荷重制御のために好ましいもので
ある。しかしながらある種の装置運転状況下では、第５
図に略示するようなハイブリッド型の制御回路或は半受
動的な制御回路もまた軸方向スラスト荷重制御に適用可
能であり且つ有益である。この制御回路に於ても同様
に、力センサ12、信号調整装置13、荷重インジケータ1
4、そして保護装置19が組み込まれている。
タービン駆動圧縮機に於ては軸受の全軸方向スラスト荷
重はその回転軸の速度の関数であることが見出された。
加うるに、回転軸の通常の回転速度が認め得る程に変化
しないのであれば、圧力チャンバ17内の圧力と他のプロ
セス変数、ここではタービン駆動圧縮機の吸引圧力との
差圧もまた前記回転軸の速度の関数であることも見出さ
れた。第５図に示す制御回路では制御デバイスは差圧制
御体30である。この差圧制御体30は、圧力チャンバ17に
通じる供給ライン内の電磁締切弁31と直列状態で組み込
まれている。第５図に例示されるその他の要素は第４図
と共通であり同様の番号が付される。斯くして、圧力チ
ャンバ17内の圧力は、装置運転状況に追従する差圧制御
体30によって制御されることとなる。電磁締切弁31は、
適宜の速度メータリレー32により回転軸の速度に直結し
て作動される。
重はその回転軸の速度の関数であることが見出された。
加うるに、回転軸の通常の回転速度が認め得る程に変化
しないのであれば、圧力チャンバ17内の圧力と他のプロ
セス変数、ここではタービン駆動圧縮機の吸引圧力との
差圧もまた前記回転軸の速度の関数であることも見出さ
れた。第５図に示す制御回路では制御デバイスは差圧制
御体30である。この差圧制御体30は、圧力チャンバ17に
通じる供給ライン内の電磁締切弁31と直列状態で組み込
まれている。第５図に例示されるその他の要素は第４図
と共通であり同様の番号が付される。斯くして、圧力チ
ャンバ17内の圧力は、装置運転状況に追従する差圧制御
体30によって制御されることとなる。電磁締切弁31は、
適宜の速度メータリレー32により回転軸の速度に直結し
て作動される。
このハイブリッド型の制御回路或は半受動的な制御回路
では軸方向スラスト荷重制御が簡易化されるが、それと
引き換えに多少の軸方向スラスト荷重の変動が生じる。
では軸方向スラスト荷重制御が簡易化されるが、それと
引き換えに多少の軸方向スラスト荷重の変動が生じる。
以上本発明を具体例を参照して説明したが、本発明の内
で多くの変更を成出来ることを理解されたい。
で多くの変更を成出来ることを理解されたい。
本発明の軸受支持体を使用することにより、ターボ圧縮
機及びターボエキスパンダの如き高速回転装置に於て軸
受に加わる軸線方向スラスト荷重のみならず、半径方向
荷重をも容易且つ有効に制御可能となる。
機及びターボエキスパンダの如き高速回転装置に於て軸
受に加わる軸線方向スラスト荷重のみならず、半径方向
荷重をも容易且つ有効に制御可能となる。
第１図は本発明の高速回転装置の為の軸受支持体の好ま
しい具体例の部分断面正面図である。 第２図は、空間51に転がり軸受53を支持してなる軸支持
体を示す第１図を線Ａ−Ａで切断した断面図である。 第３図は、空間51にジャーナル軸受54を支持してなる軸
支持体を示す第１図を線Ｂ−Ｂで切断した断面図であ
る。 第４図は本発明に従う軸受支持体を、軸受に作用する軸
方向スラスト荷重を制御し且つ調整可能な制御回路と共
に示す概略図である。 第５図は本発明に従う軸受支持体を、軸受に作用する軸
方向スラスト荷重を制御し且つ調整可能な別の制御回路
と共に示す概略図である。 尚、図中主な部分の名称は以下の通りである。 １……インナーリング ２……長孔 ３……構造部材 ５……アウターリング ６……外部ストッパ 12……力センサ 13……信号調整装置 14……制御パネル 15……制御体 16……制御デバイス 17……圧力チャンバ 19……保護装置 30……差圧制御体 32……速度メーターリレー 51、52:空間 53……転がり軸受 54……ジャーナル軸受 56……ラビリンスシール 57……回転軸
しい具体例の部分断面正面図である。 第２図は、空間51に転がり軸受53を支持してなる軸支持
体を示す第１図を線Ａ−Ａで切断した断面図である。 第３図は、空間51にジャーナル軸受54を支持してなる軸
支持体を示す第１図を線Ｂ−Ｂで切断した断面図であ
る。 第４図は本発明に従う軸受支持体を、軸受に作用する軸
方向スラスト荷重を制御し且つ調整可能な制御回路と共
に示す概略図である。 第５図は本発明に従う軸受支持体を、軸受に作用する軸
方向スラスト荷重を制御し且つ調整可能な別の制御回路
と共に示す概略図である。 尚、図中主な部分の名称は以下の通りである。 １……インナーリング ２……長孔 ３……構造部材 ５……アウターリング ６……外部ストッパ 12……力センサ 13……信号調整装置 14……制御パネル 15……制御体 16……制御デバイス 17……圧力チャンバ 19……保護装置 30……差圧制御体 32……速度メーターリレー 51、52:空間 53……転がり軸受 54……ジャーナル軸受 56……ラビリンスシール 57……回転軸
Claims (3)
- 【請求項１】高速回転装置のための軸受支持体であっ
て、 該高速回転装置の回転要素支持に際し１つ以上の軸受を
保持するインナーリング（１）にして、半径方向に離間
した少くとも２つの長孔（２）をその円周方向に沿って
間隔を置いて設けてなるインナーリング（１）と、 該インナーリング（１）から半径方向に離間され、高速
回転装置の静止要素に着脱自在のアウターリング（５）
と、 インナーリング（１）とアウターリング（５）との間で
これらインナーリング及びアウターリングと一体的に結
合され且つ円周方向に相互に離間して配設され、アウタ
ーリングをインナーリング上に支持し、半径方向に於て
剛性を有し軸線方向に於て柔軟性を有してなる少くとも
２つの構造部材（３）と を包含する軸受支持体。 - 【請求項２】長孔（２）には制振材料が充填されてなる
特許請求の範囲第１項記載の軸受支持体。 - 【請求項３】少くとも１つの構造部材（３）が、軸受に
軸線方向から加わる力を検出し得る態様に於て取付けら
れた力センサ（12）を装備してなる特許請求の範囲第１
項記載の軸受支持体。
Applications Claiming Priority (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| US07/232,173 US4900165A (en) | 1988-08-15 | 1988-08-15 | Bearing support system |
| US232173 | 1988-08-15 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH02138520A JPH02138520A (ja) | 1990-05-28 |
| JPH0781588B2 true JPH0781588B2 (ja) | 1995-08-30 |
Family
ID=22872150
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP1208025A Expired - Lifetime JPH0781588B2 (ja) | 1988-08-15 | 1989-08-14 | 軸受支持体 |
Country Status (7)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US4900165A (ja) |
| EP (1) | EP0355656B1 (ja) |
| JP (1) | JPH0781588B2 (ja) |
| BR (1) | BR8904076A (ja) |
| CA (1) | CA1316202C (ja) |
| DE (1) | DE68913098T2 (ja) |
| ES (1) | ES2049284T3 (ja) |
Families Citing this family (35)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
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| DE69304171T2 (de) * | 1992-10-30 | 1997-03-06 | Philips Electronics Nv | Elektromotor und Apparat, der diesen Elektromotor enthält |
| US5364194A (en) * | 1993-01-04 | 1994-11-15 | Ampex Systems Corporation | Axially displaced flexural bearing support |
| FR2708044B1 (fr) * | 1993-07-21 | 1995-09-01 | Snecma | Turbomachine comportant un dispositif de mesure de la poussée axiale d'un rotor. |
| JP2675986B2 (ja) * | 1994-02-18 | 1997-11-12 | インターナショナル・ビジネス・マシーンズ・コーポレイション | 複合アクチュエータベアリングシステムを有する直接アクセス記憶装置及びその方法 |
| US5553965A (en) * | 1995-02-14 | 1996-09-10 | Eastman Kodak Company | Constraint system for parallel cantilever shafts |
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| EP3929469B1 (de) | 2013-03-20 | 2024-06-12 | TQ-Systems GmbH | Harmonisches pinring-getriebe |
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| CN105517816B (zh) | 2013-08-28 | 2017-08-08 | 株式会社普利司通 | 重载用充气轮胎 |
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