JPS5855364B2 - 竪形軸受装置 - Google Patents
竪形軸受装置Info
- Publication number
- JPS5855364B2 JPS5855364B2 JP49127993A JP12799374A JPS5855364B2 JP S5855364 B2 JPS5855364 B2 JP S5855364B2 JP 49127993 A JP49127993 A JP 49127993A JP 12799374 A JP12799374 A JP 12799374A JP S5855364 B2 JPS5855364 B2 JP S5855364B2
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- Japan
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- bearing
- groove
- rotating shaft
- spiral groove
- spherical
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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
- F16C32/00—Bearings not otherwise provided for
- F16C32/06—Bearings not otherwise provided for with moving member supported by a fluid cushion formed, at least to a large extent, otherwise than by movement of the shaft, e.g. hydrostatic air-cushion bearings
- F16C32/0681—Construction or mounting aspects of hydrostatic bearings, for exclusively rotary movement, related to the direction of load
- F16C32/0692—Construction or mounting aspects of hydrostatic bearings, for exclusively rotary movement, related to the direction of load for axial load only
-
- 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
- F16C17/00—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement
- F16C17/10—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement for both radial and axial load
- F16C17/102—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement for both radial and axial load with grooves in the bearing surface to generate hydrodynamic pressure
- F16C17/105—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement for both radial and axial load with grooves in the bearing surface to generate hydrodynamic pressure with at least one bearing surface providing angular contact, e.g. conical or spherical bearing surfaces
-
- 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
- F16C33/1025—Construction relative to lubrication with liquid, e.g. oil, as lubricant
- F16C33/106—Details of distribution or circulation inside the bearings, e.g. details of the bearing surfaces to affect flow or pressure of the liquid
- F16C33/107—Grooves for generating pressure
Description
【発明の詳細な説明】
〔発明の利用分野〕
本発明は、軸受面に圧力潤滑膜を形成せしめるようにし
た竪形高速回転機械の竪形軸受装置に関する。
た竪形高速回転機械の竪形軸受装置に関する。
竪形回転機械を支承する軸受装置として球面形スパイラ
ルグループベアリング（以下ＳＧベアリングと称す）が
、スラスト及びラジアル荷重を同時支承可能でしかも負
荷容量が大きく軸受損失が比較的小さいなどの特徴を有
するため、遠心分離機のような高速回転体に使用されて
いる。
ルグループベアリング（以下ＳＧベアリングと称す）が
、スラスト及びラジアル荷重を同時支承可能でしかも負
荷容量が大きく軸受損失が比較的小さいなどの特徴を有
するため、遠心分離機のような高速回転体に使用されて
いる。
このＳＧベアリングは、外周より潤滑油を吸入しスパイ
ラル溝のポンプ作用により潤滑面の油膜圧力を増大せし
め、軸受負荷を支承するものである。
ラル溝のポンプ作用により潤滑面の油膜圧力を増大せし
め、軸受負荷を支承するものである。
しかし、高真空中で高速回転し、ある回転数に達すると
第１図に示すごとく軸受温度が急増という現象が発生し
、それ以上の高速での運転は不能という状態になる。
第１図に示すごとく軸受温度が急増という現象が発生し
、それ以上の高速での運転は不能という状態になる。
また、第２図に示すようにＳＧベアリングの油膜厚さは
、通常の油膜軸受と異なり、ある回転数で最高油膜厚み
を示し、それを越えた高速回転ではしだいに減少する傾
向にある。
、通常の油膜軸受と異なり、ある回転数で最高油膜厚み
を示し、それを越えた高速回転ではしだいに減少する傾
向にある。
これらの現象は、軸受損失が回転数とともに増大し、そ
の結果潤滑油粘度が減少するためと説明することができ
るが、軸受冷却を十分に行ってもあまり改善されないこ
とは第１図の点線から理解できる。
の結果潤滑油粘度が減少するためと説明することができ
るが、軸受冷却を十分に行ってもあまり改善されないこ
とは第１図の点線から理解できる。
従って、高速域で軸受温度の急増、油膜厚みの減少とい
う現象は、単に軸受損失に基づく潤滑油温度上昇に帰す
る潤滑油の粘度低下で説明することは困難である。
う現象は、単に軸受損失に基づく潤滑油温度上昇に帰す
る潤滑油の粘度低下で説明することは困難である。
第３図は通常のＳＧベアリングを示し、回転軸１の球面
状下端部２に形成したスパイラル溝３と球面状下端部２
の曲率半径より若干大きい曲率半径を有する球面軸受４
でＳＧベアリングを構成する。
状下端部２に形成したスパイラル溝３と球面状下端部２
の曲率半径より若干大きい曲率半径を有する球面軸受４
でＳＧベアリングを構成する。
球面状下端部２のスパイラル溝３の有効部は、第３図及
び第４図に示】ごとくφ１及びφ２なる角で表わされる
。
び第４図に示】ごとくφ１及びφ２なる角で表わされる
。
スパイラル角φ、軸受半径間隙ＪＲ，スパイラル溝３の
深さｈｌ スパイラル溝３の幅Ｂ１及びランド部５の幅
Ｂ２などの設定によって回転系に即応した特性のＳＧベ
アリングを選定できる。
深さｈｌ スパイラル溝３の幅Ｂ１及びランド部５の幅
Ｂ２などの設定によって回転系に即応した特性のＳＧベ
アリングを選定できる。
このＳＧベアリングの特性を十分発揮させるための条件
は、スパイラル溝３による球面軸受４内部への潤滑油の
流入作用が十分行なわれることである。
は、スパイラル溝３による球面軸受４内部への潤滑油の
流入作用が十分行なわれることである。
ＳＧベアリングは、スパイラル溝３により潤滑油を潤滑
面に導き、同時にスパイラル溝３のポンプアップ作用で
ＳＧベアリングに封入された潤滑油の油膜圧力を増大し
、この圧力により軸受荷重を支承する。
面に導き、同時にスパイラル溝３のポンプアップ作用で
ＳＧベアリングに封入された潤滑油の油膜圧力を増大し
、この圧力により軸受荷重を支承する。
この発生圧力による圧力流れは、ランド部５と球面軸受
４との間隙を通してＳＧベアリング外部へ漏洩する。
４との間隙を通してＳＧベアリング外部へ漏洩する。
従って、定常状態におけるＳＧベアリングは、スパイラ
ル溝３による潤滑油の引込み量と圧力流れによる漏洩量
との動的釣合状態にある。
ル溝３による潤滑油の引込み量と圧力流れによる漏洩量
との動的釣合状態にある。
この状態を高水準すなわち引込み量を十分な量に保つこ
とがＳＧベアリングの高性能化につながることになる。
とがＳＧベアリングの高性能化につながることになる。
ところがＳＧベアリングを構成する球面状下端部２は回
転軸１と一体加工するか、または回転軸１に鋼球を取付
けるにしても、半球または半球以上の球面にする必要が
ある。
転軸１と一体加工するか、または回転軸１に鋼球を取付
けるにしても、半球または半球以上の球面にする必要が
ある。
他方、球面軸受４は、半球または半球以下が通常使用さ
れる形状である。
れる形状である。
従って、球面軸受４により上部に位置する球面状下端部
２また回転軸１の慣性作用によって軸受入口部６におけ
る潤滑油の流入作用が阻害される。
２また回転軸１の慣性作用によって軸受入口部６におけ
る潤滑油の流入作用が阻害される。
これにより、期待されるＳＧベアリングの性能は、第２
図に示した最高油膜厚みを示す回転数Ｎ１ まで＆Ｘ
Ｓ Ｇベアリング本来の特性を発揮しうるが、回転数Ｎ
１を越えて高速になればなるほど低下し、遂には軸受温
度の急増、焼付という事態に至る。
図に示した最高油膜厚みを示す回転数Ｎ１ まで＆Ｘ
Ｓ Ｇベアリング本来の特性を発揮しうるが、回転数Ｎ
１を越えて高速になればなるほど低下し、遂には軸受温
度の急増、焼付という事態に至る。
本発明は以上の事柄にかんがみなされたもので、ＳＧベ
アリング内への潤滑流体の流入作用を効果的に行ない、
ＳＧベアリング本来の特性を充分発揮する竪形軸受を提
供するものである。
アリング内への潤滑流体の流入作用を効果的に行ない、
ＳＧベアリング本来の特性を充分発揮する竪形軸受を提
供するものである。
本発明の特徴は、回転軸の下端部の表面に設けられた条
溝の上端を支持体の上面より下方に位置させ、支持体に
設けられて回転軸の下端部を支持する受孔内でしかも条
溝の上端より上方に存在する部分での回転軸の表面と受
孔との間の間隙を、前記条溝の上端より下方に存在する
部分での回転軸の表面と受孔との間の間隙よりも広く形
威し、しかも、条溝上端付近の回転構成物の外径は回転
軸の下端部の外径が最大であることにある。
溝の上端を支持体の上面より下方に位置させ、支持体に
設けられて回転軸の下端部を支持する受孔内でしかも条
溝の上端より上方に存在する部分での回転軸の表面と受
孔との間の間隙を、前記条溝の上端より下方に存在する
部分での回転軸の表面と受孔との間の間隙よりも広く形
威し、しかも、条溝上端付近の回転構成物の外径は回転
軸の下端部の外径が最大であることにある。
本発明は、従来のＳＧベアリングの潤滑油の流動状態を
実験結果に基づいて詳細に検討することによってなされ
たものである。
実験結果に基づいて詳細に検討することによってなされ
たものである。
その検討結果を以下に述べる。
第３図のＳＧベアリングにおいて、球面状下端部２が回
転していることよりその表面付近の油は外方に振り飛ば
される。
転していることよりその表面付近の油は外方に振り飛ば
される。
このため、外方への潤滑油の流れが形成されるので、軸
受入口部６には、摺動面に送り込まれるべき潤滑油が高
速回転になるほど停溜し難くなる。
受入口部６には、摺動面に送り込まれるべき潤滑油が高
速回転になるほど停溜し難くなる。
従って摺動面への潤滑油の流入は少なく、高速の回転に
は適しないものとなるが、これは、前述のように軸受入
口部６に潤滑油が停溜しないことに起因するものである
。
は適しないものとなるが、これは、前述のように軸受入
口部６に潤滑油が停溜しないことに起因するものである
。
この現象を解消するためには、軸受入口部６に潤滑油が
停溜するような構造としたり、潤滑油の外方への流れを
利用して摺動面へ押し込むような構造とすれば良い。
停溜するような構造としたり、潤滑油の外方への流れを
利用して摺動面へ押し込むような構造とすれば良い。
また潤滑油の外方への流速は、回転軸の直径が大きい程
犬であるから、軸受入口部６付近には少なくとも球面状
下端部２の外径よりも大きな回転体構成物を形成しない
ことが必要である。
犬であるから、軸受入口部６付近には少なくとも球面状
下端部２の外径よりも大きな回転体構成物を形成しない
ことが必要である。
一般に、軸受の給油は広い間隙部において行ない、回転
体の運動によって負荷面に運び込まれるようにするのが
軸受の性能向上につながる。
体の運動によって負荷面に運び込まれるようにするのが
軸受の性能向上につながる。
ＳＧベアリングの場合もスパイラル溝がＳＧベアリング
内への搬入の役割をするのであるから、°スパイラル溝
入口部においてスパイラル溝入口を隠蔽する構造が存在
することは望ましくない。
内への搬入の役割をするのであるから、°スパイラル溝
入口部においてスパイラル溝入口を隠蔽する構造が存在
することは望ましくない。
これを第３図のＳＧベアリングの下端部２について言え
ば、スパイラル溝３の入口端７が球面軸受４の上面８の
上方または下方を問わず回転軸１が高速回転しているた
めに潤滑油の満足すべき存在範囲は回転軸１及びその下
端部２の最外周面より外側と考えることができ、結果的
にスパイラル溝３の入口端７は隠蔽されたと同じ状態に
ある。
ば、スパイラル溝３の入口端７が球面軸受４の上面８の
上方または下方を問わず回転軸１が高速回転しているた
めに潤滑油の満足すべき存在範囲は回転軸１及びその下
端部２の最外周面より外側と考えることができ、結果的
にスパイラル溝３の入口端７は隠蔽されたと同じ状態に
ある。
このようなことを考慮してなされた本発明の実施例を以
下１こ示す。
下１こ示す。
以下本発明の一実施例を第５図乃至第７図によって説明
す切。
す切。
第５図及び第６図は本実施例におけるスパイラル溝入口
端７を開放端としたＳＧベアリングを示す。
端７を開放端としたＳＧベアリングを示す。
１は竪形の回転軸で、この回転軸１の下端部２は球面状
に形成し、この下端部２は受孔を形成した支持体、すな
わち球面軸受４に支持されている。
に形成し、この下端部２は受孔を形成した支持体、すな
わち球面軸受４に支持されている。
下端部２の表面には条溝となるスパイラル溝３が形成さ
れ、このスパイラル溝３は回転軸１を正転すると受孔の
底部に向けて潤滑油を圧送するように形成されている。
れ、このスパイラル溝３は回転軸１を正転すると受孔の
底部に向けて潤滑油を圧送するように形成されている。
スパイラル溝３の入口端７付近の下端部２には、スパイ
ラル溝３に開口するよう球面円周にスパイラル溝３の深
さｈよりも若干深く、かつ幅Ｗで深さＨの周方向溝９が
球面軸受４の上面８より下方にａなる寸法位置まで削設
されている。
ラル溝３に開口するよう球面円周にスパイラル溝３の深
さｈよりも若干深く、かつ幅Ｗで深さＨの周方向溝９が
球面軸受４の上面８より下方にａなる寸法位置まで削設
されている。
周方向溝９の深さＨは、必らずしもスパイラル溝３の深
さｈと同程度である必要はなく、回転軸１の回転条件に
応じて決めればよい。
さｈと同程度である必要はなく、回転軸１の回転条件に
応じて決めればよい。
従って、軸受入口部６での下端部２と球面軸受４との間
の間隙は、スパイラル溝３が形成された下端部２と球面
軸受４の対向間隙よりも広い間隙になっていて、軸受入
口部６は寸法ａの部分で潤滑油溜めを形成している。
の間隙は、スパイラル溝３が形成された下端部２と球面
軸受４の対向間隙よりも広い間隙になっていて、軸受入
口部６は寸法ａの部分で潤滑油溜めを形成している。
なお、５はスパイラル溝３の山部となるランド部、８は
軸面軸受４の上面である。
軸面軸受４の上面である。
以上の構成で回転軸１が回転すると、周方向溝９付近の
潤滑油は、外方に流れを形成するが、その一部は軸受入
口部６の広い間隙に流れ込み、球面軸受４の内面に接触
して流れの向きを変える。
潤滑油は、外方に流れを形成するが、その一部は軸受入
口部６の広い間隙に流れ込み、球面軸受４の内面に接触
して流れの向きを変える。
この変更された流れは、その一部が軸受入口部６に他の
一部は球面軸受４の上面８に流出する。
一部は球面軸受４の上面８に流出する。
また変更された流れの極く一部は、軸受入口部６の広い
間隙内で流れを形成し、この広い間隙に停溜するが如き
状態を呈する。
間隙内で流れを形成し、この広い間隙に停溜するが如き
状態を呈する。
このような理由から、軸受入口部６付近には、少なくと
も下端部２の外径より大きな回転体があってはならない
。
も下端部２の外径より大きな回転体があってはならない
。
もしこのような構成物があると、前述の広い間隙内の潤
滑油はその大きな回転による強い潤滑油の流れとともに
外部に流出してしまうからである。
滑油はその大きな回転による強い潤滑油の流れとともに
外部に流出してしまうからである。
第７図は、前述した軸受入口部６における潤滑油溜めの
効果を明確にするため、第３図に示した従来のＳＧベア
リングと第５図に示した本実施例のＳＧベアリングの高
速回転における軸受性能を比較したものである。
効果を明確にするため、第３図に示した従来のＳＧベア
リングと第５図に示した本実施例のＳＧベアリングの高
速回転における軸受性能を比較したものである。
従来のＳＧベアリングが回転数Ｎ２で軸受温度が急上昇
したのに対して、本実施例のＳＧベアリングは軸受温度
の急上昇する回転数が大巾に向上する。
したのに対して、本実施例のＳＧベアリングは軸受温度
の急上昇する回転数が大巾に向上する。
本発明によれば、条溝上端が潤滑流体の開口端となり軸
受面に引込まれる潤滑流体の量が増加し、従来より高速
回転域での運転が可能であると共に耐荷重性も向上して
性能の向上を図ることができる。
受面に引込まれる潤滑流体の量が増加し、従来より高速
回転域での運転が可能であると共に耐荷重性も向上して
性能の向上を図ることができる。
第１図は従来のＳＧベアリング回転数に対する軸受温度
の関係を示す説明図、第２図は従来のＳＧベアリングの
回転数に対するスラスト方向の軸受油膜厚みの関係を示
す説明図、第３図は従来のＳＧベアリングを示す側断面
図、第４図は第３図の溝形状を示す断面図、第５図は本
発明の好適な一実施例であるＳＧベアリングの側断面図
、第６図は第５図のｖ−■断面図、第７図は従来のＳＧ
ベアリングと第５図に示すＳＧベアリングの回転数に対
する軸受温度を比較した図である。 １・・・・・・回転軸、２・・・・・・下端部、３・・
・・・・スパイラル溝、４・・・・・・球面軸受、６・
・・・・・軸受入口部、７・・・・；・スパイラル溝入
口端部、９・・・・・・周方向溝。
の関係を示す説明図、第２図は従来のＳＧベアリングの
回転数に対するスラスト方向の軸受油膜厚みの関係を示
す説明図、第３図は従来のＳＧベアリングを示す側断面
図、第４図は第３図の溝形状を示す断面図、第５図は本
発明の好適な一実施例であるＳＧベアリングの側断面図
、第６図は第５図のｖ−■断面図、第７図は従来のＳＧ
ベアリングと第５図に示すＳＧベアリングの回転数に対
する軸受温度を比較した図である。 １・・・・・・回転軸、２・・・・・・下端部、３・・
・・・・スパイラル溝、４・・・・・・球面軸受、６・
・・・・・軸受入口部、７・・・・；・スパイラル溝入
口端部、９・・・・・・周方向溝。
Claims (1)
- 【特許請求の範囲】 １ 下端部の表面に条溝を有する竪形の回転軸と。 前記回転軸の下端部を回転可能に支持する受孔を形成し
た支持体とを有し、しかして前記支持体の上面に貯溜す
る潤滑流体を前記受孔の底部に向けて圧送する軸受にお
いて、前記条溝の上端を前記支持体の上面より下方に位
置させ、前記条溝の上端より上方でしかも前記受孔内に
存在する部分での前記回転軸の表面と前記受孔との間の
間隙を、前記条溝の上端より下方に存在する部分での前
記回転軸の表面と前記受孔との間の間隙よりも広く形成
し、しかも、前記条溝上端付近の回転構成物は前記回転
軸の下端部の外径が最大であることを特徴とする竪形軸
受装置。
Priority Applications (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP49127993A JPS5855364B2 (ja) | 1974-11-08 | 1974-11-08 | 竪形軸受装置 |
| US05/629,623 US4093320A (en) | 1974-11-08 | 1975-11-05 | Grooved spherical bearing for vertical machines |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP49127993A JPS5855364B2 (ja) | 1974-11-08 | 1974-11-08 | 竪形軸受装置 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS5154142A JPS5154142A (ja) | 1976-05-13 |
| JPS5855364B2 true JPS5855364B2 (ja) | 1983-12-09 |
Family
ID=14973790
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP49127993A Expired JPS5855364B2 (ja) | 1974-11-08 | 1974-11-08 | 竪形軸受装置 |
Country Status (2)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US4093320A (ja) |
| JP (1) | JPS5855364B2 (ja) |
Families Citing this family (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH0533818Y2 (ja) * | 1987-03-31 | 1993-08-27 | ||
| CN108131388A (zh) * | 2017-12-22 | 2018-06-08 | 上海理工大学 | 一种动压半球体轴承 |
Family Cites Families (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| NL143660B (nl) * | 1965-03-27 | 1974-10-15 | Philips Nv | Axiaal leger. |
| GB1443448A (en) * | 1973-06-04 | 1976-07-21 | British Gas Corp | Lubricated bearings |
-
1974
- 1974-11-08 JP JP49127993A patent/JPS5855364B2/ja not_active Expired
-
1975
- 1975-11-05 US US05/629,623 patent/US4093320A/en not_active Expired - Lifetime
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPS5154142A (ja) | 1976-05-13 |
| US4093320A (en) | 1978-06-06 |
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