JPS5997312A - スラスト軸受装置 - Google Patents
スラスト軸受装置Info
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- JPS5997312A JPS5997312A JP57206703A JP20670382A JPS5997312A JP S5997312 A JPS5997312 A JP S5997312A JP 57206703 A JP57206703 A JP 57206703A JP 20670382 A JP20670382 A JP 20670382A JP S5997312 A JPS5997312 A JP S5997312A
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- plate
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- stationary
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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
- F16C17/00—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement
- F16C17/04—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement for axial load only
- F16C17/06—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement for axial load only with tiltably-supported segments, e.g. Michell bearings
-
- 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
- F16C2380/00—Electrical apparatus
- F16C2380/26—Dynamo-electric machines or combinations therewith, e.g. electro-motors and generators
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- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Support Of The Bearing (AREA)
- Sliding-Contact Bearings (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】
〔発明の技術分野〕
本発明はスラスト軸受装置に係り、特に交軸回転電機等
に用いて軸受損失を大幅に減少させることができるよう
にした高周速大荷重のスラスト軸受装置に関する。
に用いて軸受損失を大幅に減少させることができるよう
にした高周速大荷重のスラスト軸受装置に関する。
一般に交軸回転電機例えば立形水車発電機または揚水発
電電動機に使用されるスラスト軸受は、発電機と水車の
回転体の重量だけでな（、水車またはポンプ水車の水ス
ラストも支持している。近年、発電機の高速大容量化に
ともなって水スラストが回転体重量の３倍に達するもの
があり、水スラストと回転体重量との合計スラスト荷重
が４０００トンを越え、スラスト軸受の周速が６０１１
１／ｓｅｃを越えるものもある。このため、このような
大型機では、スラスト軸受の摩擦損失が３０００ ｋｗ
にも達し、発電機全体の効率に影響するうえ、スラスト
軸受冷却装置の容量が増大し、不経済なものとなってイ
ル。このような高周速・大荷重のスラス）軸受は、従来
用いられている一層の静止板によると、軸受丁べり面の
摩擦により、静止板のすべり面と下面との間の温度差が
増大し、熱応力により静止板が凸状に変形するの−で、
軸受性能が低下し、焼損を招（などの欠点があった。そ
こで、スジスト軸受の平均面圧を高め軸受を小型化する
ため、次のような方法がとられている。
電電動機に使用されるスラスト軸受は、発電機と水車の
回転体の重量だけでな（、水車またはポンプ水車の水ス
ラストも支持している。近年、発電機の高速大容量化に
ともなって水スラストが回転体重量の３倍に達するもの
があり、水スラストと回転体重量との合計スラスト荷重
が４０００トンを越え、スラスト軸受の周速が６０１１
１／ｓｅｃを越えるものもある。このため、このような
大型機では、スラスト軸受の摩擦損失が３０００ ｋｗ
にも達し、発電機全体の効率に影響するうえ、スラスト
軸受冷却装置の容量が増大し、不経済なものとなってイ
ル。このような高周速・大荷重のスラス）軸受は、従来
用いられている一層の静止板によると、軸受丁べり面の
摩擦により、静止板のすべり面と下面との間の温度差が
増大し、熱応力により静止板が凸状に変形するの−で、
軸受性能が低下し、焼損を招（などの欠点があった。そ
こで、スジスト軸受の平均面圧を高め軸受を小型化する
ため、次のような方法がとられている。
先ず、静止板を直接水冷却するようにしたスラスト軸受
があるが、この方法によると上述の欠点は解消するもの
の、構造が複雑で高価となり、また長期の運転中に水胞
ｉ・かたまって冷却能力が低下するなどの欠点があった
。
があるが、この方法によると上述の欠点は解消するもの
の、構造が複雑で高価となり、また長期の運転中に水胞
ｉ・かたまって冷却能力が低下するなどの欠点があった
。
次に、静止板を半径方向に２分割したものがあり、第１
図に示すように、立形の回転軸ｌに固着し、この回転軸
１と一体になって回転するスラストカラー２の下端に回
転板３が締着されている。
図に示すように、立形の回転軸ｌに固着し、この回転軸
１と一体になって回転するスラストカラー２の下端に回
転板３が締着されている。
この回転板３の下面と摺動するように、円形に配列され
た複数個の扇形の静止板４は、半径方向に２分割され内
周側静止板４ａと外周側静止板４ｂとからなる。そして
、この内周側静止板４ａと外周側静止板４ｂとは、弾性
部材５を介して支持部材６に支承され、油槽７内に保持
されている。このように構成された静止板の半径方向油
膜圧力分布は、第２図に示すように、運転時に最大油膜
圧力Ｐが平均油膜圧力分布Ｍの約３倍に達している。
た複数個の扇形の静止板４は、半径方向に２分割され内
周側静止板４ａと外周側静止板４ｂとからなる。そして
、この内周側静止板４ａと外周側静止板４ｂとは、弾性
部材５を介して支持部材６に支承され、油槽７内に保持
されている。このように構成された静止板の半径方向油
膜圧力分布は、第２図に示すように、運転時に最大油膜
圧力Ｐが平均油膜圧力分布Ｍの約３倍に達している。
この静止板４ａ、４ｂは、非分割型静止板の幅の半分な
ので、熱変形を減少させることができる。しかし、半径
方向の油膜圧力が２分され圧力分担が小さくなるうえに
、内周側静止板４ａと外周側静止板４ｂとの荷重分担が
不安定にならないように、静止板の支持部材６と弾性部
材５とに十分な注意を払わなければならないという欠点
があった。
ので、熱変形を減少させることができる。しかし、半径
方向の油膜圧力が２分され圧力分担が小さくなるうえに
、内周側静止板４ａと外周側静止板４ｂとの荷重分担が
不安定にならないように、静止板の支持部材６と弾性部
材５とに十分な注意を払わなければならないという欠点
があった。
そのため、静止板４を分割せず上・下の２層構造とした
ものがあり、第３図に示すように下部静止板４ｃの上面
に上部静止板４ｄが重なるように形成されている。下部
静止板４Ｃは板厚が厚（剛性の高い材料を用い、上部静
止板４ｄは板厚で剛性が低（、場合によっては熱伝導率
の高い材料を用いている。下部静止板４ｃと上部静止板
４ｄとが接する面には、冷ジ用兼断熱用として、半径方
向・円周方向または格子状の油溝４ｅが設けられている
。すなわち、下部静止板４Ｃは剛性が高（、かつ上部静
止板４ｄと油溝４ｅとで熱的にしゃ断されるので、運転
時の熱変形が小さい。また、上部静止板４ｄは、下部静
止板４Ｃに固定されず、また剛性が低いために、油膜圧
力で下部静止板４Ｃに押しつけられるので熱変形は生じ
難いとされている。しかしながら、実荷重試験装置によ
る実験結果では、高周速大荷重の条件下で十分な断熱効
果が得られず、下部静止板４Ｃの熱変形がかなり太きか
った。第４図は運転時の半径方向の油膜圧力分布を示し
、下部静止板４Ｃの熱変形が太き（、最大油膜圧力Ｐが
平均油膜圧力Ｍの３倍を越え、高面圧スラスト軸受に使
用すると焼損を招（欠点がある。
ものがあり、第３図に示すように下部静止板４ｃの上面
に上部静止板４ｄが重なるように形成されている。下部
静止板４Ｃは板厚が厚（剛性の高い材料を用い、上部静
止板４ｄは板厚で剛性が低（、場合によっては熱伝導率
の高い材料を用いている。下部静止板４ｃと上部静止板
４ｄとが接する面には、冷ジ用兼断熱用として、半径方
向・円周方向または格子状の油溝４ｅが設けられている
。すなわち、下部静止板４Ｃは剛性が高（、かつ上部静
止板４ｄと油溝４ｅとで熱的にしゃ断されるので、運転
時の熱変形が小さい。また、上部静止板４ｄは、下部静
止板４Ｃに固定されず、また剛性が低いために、油膜圧
力で下部静止板４Ｃに押しつけられるので熱変形は生じ
難いとされている。しかしながら、実荷重試験装置によ
る実験結果では、高周速大荷重の条件下で十分な断熱効
果が得られず、下部静止板４Ｃの熱変形がかなり太きか
った。第４図は運転時の半径方向の油膜圧力分布を示し
、下部静止板４Ｃの熱変形が太き（、最大油膜圧力Ｐが
平均油膜圧力Ｍの３倍を越え、高面圧スラスト軸受に使
用すると焼損を招（欠点がある。
そこで、２層構造のスラスト軸受装置において第５図に
示すように、油溝４ｅに代えて、熱絶縁板４ｆを中間層
として設けたものがある。この熱絶縁板４ｆによって、
下部静止板４Ｃは上部静止板４ｄの熱影響を受けないの
で、下部静止板４Ｃの温度は周辺の油温に近（、特に板
厚方向の大きな温度差が発生しないので、下部静止板４
Ｃの有害な熱変形が防止される。したがって、上部静止
板４ｄの変形が防止されるから、すべり面に理想的な油
膜圧力分布が形成されることになる。
示すように、油溝４ｅに代えて、熱絶縁板４ｆを中間層
として設けたものがある。この熱絶縁板４ｆによって、
下部静止板４Ｃは上部静止板４ｄの熱影響を受けないの
で、下部静止板４Ｃの温度は周辺の油温に近（、特に板
厚方向の大きな温度差が発生しないので、下部静止板４
Ｃの有害な熱変形が防止される。したがって、上部静止
板４ｄの変形が防止されるから、すべり面に理想的な油
膜圧力分布が形成されることになる。
以上述べたように、従来の静止板の改良方向は静止板の
過大な熱変形の防止にあった。しかしながら、最近の研
究によると高周速大荷重のスラスト軸受においては、静
止板に対向する回転板すべり面の運転時の挙動が大きな
問題であることが明らかとなった。すなわち、運転中に
おける支軸回転電機の回転板の半径方向形状は、熱応力
およびスラストカラー２と回転板３との遠心力により、
第６図に示すようになっていることが明らかになつた。
過大な熱変形の防止にあった。しかしながら、最近の研
究によると高周速大荷重のスラスト軸受においては、静
止板に対向する回転板すべり面の運転時の挙動が大きな
問題であることが明らかとなった。すなわち、運転中に
おける支軸回転電機の回転板の半径方向形状は、熱応力
およびスラストカラー２と回転板３との遠心力により、
第６図に示すようになっていることが明らかになつた。
特に、回転板熱変形の大きさは、静止板熱変形の大きさ
の７０〜８０％に達し、すべり面に対し１５０〜１００
ミクロンの高さに凸状に変形をしている。このため、従
来行われてきたように、静止板の半径方向変形のみが零
に近い状態に改良されても、回転板の半径方向熱変形の
存在によって、半径方向の相対的油膜形状は凸状になる
。したがって、第６図に示すような油膜圧力分布となり
高面圧スラスト軸受の性能としては不十分で、第７図に
示すように、軸受平均面圧４０ ｋｙ／ａｍ２程度で軸
受温度が過大となり、焼損を招く結果となっていた。
の７０〜８０％に達し、すべり面に対し１５０〜１００
ミクロンの高さに凸状に変形をしている。このため、従
来行われてきたように、静止板の半径方向変形のみが零
に近い状態に改良されても、回転板の半径方向熱変形の
存在によって、半径方向の相対的油膜形状は凸状になる
。したがって、第６図に示すような油膜圧力分布となり
高面圧スラスト軸受の性能としては不十分で、第７図に
示すように、軸受平均面圧４０ ｋｙ／ａｍ２程度で軸
受温度が過大となり、焼損を招く結果となっていた。
この点について、第５図に示す前述の２層構造スラスト
軸受装置は、運転時の回転板形状が凸状に変形するのに
対して静止板半径方向すべり面形状が凹状に変形するの
で゛、両者の油膜形状は相対的に平行に近い状態となり
、第６図に示すように負荷容量の高いスラスト軸受装置
となる。しかしながら、このような２層構造のスラスト
軸受装置では、第７図に示すように軸受平均面圧６０ｋ
ｇ／ｃＴＬ２程度まで耐えることは可能であるものの、
軸受温度カー従来構造の一層静止板よりさらに高（なる
という大きな問題があった。この原因は、上部静止板４
ｄが熱絶縁板４ｆにより底面からの放熱を完全にしゃ断
されているためである。
軸受装置は、運転時の回転板形状が凸状に変形するのに
対して静止板半径方向すべり面形状が凹状に変形するの
で゛、両者の油膜形状は相対的に平行に近い状態となり
、第６図に示すように負荷容量の高いスラスト軸受装置
となる。しかしながら、このような２層構造のスラスト
軸受装置では、第７図に示すように軸受平均面圧６０ｋ
ｇ／ｃＴＬ２程度まで耐えることは可能であるものの、
軸受温度カー従来構造の一層静止板よりさらに高（なる
という大きな問題があった。この原因は、上部静止板４
ｄが熱絶縁板４ｆにより底面からの放熱を完全にしゃ断
されているためである。
そこで、本発明の目的は、軸受温度を低下させるととも
に、静止板の板厚方向温度勾配を低減して静止板の熱変
形を少（し、耐負荷容量を倍増して軸受損失を大幅に減
少させることができるようにしたスラスト軸受装置を提
供することにある。
に、静止板の板厚方向温度勾配を低減して静止板の熱変
形を少（し、耐負荷容量を倍増して軸受損失を大幅に減
少させることができるようにしたスラスト軸受装置を提
供することにある。
上記目的を達成するため、本発明は、回転軸と、この回
転軸と一体に回転するスラストカラーと、このスラスト
カラーの下端面に設けられた回転板と、前記回転軸の周
りに放射状に配設され前記回転板を摺動可能に支持する
複数の扇形の静止板と、これらの静止板を弾性部材を介
して支持する支持部材とを備えたスラスト軸受装置にお
いて、前記静止板は熱伝導率の高い銅系の金属で作られ
るとともに、前記静止板外周側面から静止板内部を貫通
して静止板上面へ開口する吐出口を具えた複数の流路を
設け、高圧の潤滑流体を前記複数の流路へ導入し前記静
止板と前記回転板との間へ吐出して両者の摺動面を冷却
するようにしたものであり、軸受の耐負荷容量を高め軸
受損失を激減させることができる。
転軸と一体に回転するスラストカラーと、このスラスト
カラーの下端面に設けられた回転板と、前記回転軸の周
りに放射状に配設され前記回転板を摺動可能に支持する
複数の扇形の静止板と、これらの静止板を弾性部材を介
して支持する支持部材とを備えたスラスト軸受装置にお
いて、前記静止板は熱伝導率の高い銅系の金属で作られ
るとともに、前記静止板外周側面から静止板内部を貫通
して静止板上面へ開口する吐出口を具えた複数の流路を
設け、高圧の潤滑流体を前記複数の流路へ導入し前記静
止板と前記回転板との間へ吐出して両者の摺動面を冷却
するようにしたものであり、軸受の耐負荷容量を高め軸
受損失を激減させることができる。
以下本発明によるスラスト軸受装置の一実施例を第８図
ないし第１３図を参照して説明する。
ないし第１３図を参照して説明する。
第８図において、立形回転電機の主軸１１に対する軸受
装置として、同一の油槽１２内にスラスト軸受装置１３
とガイド軸受装置１４とが設置され、このうちスラスト
軸受装置１３は、スラストカラー１５、回転板１６、静
止板１７、コイルばね１８および軸受台１９等から構成
されている。すなわち、立形の回転軸１１の外周に段付
スラストカラー１５が嵌着され、このスラストカラー１
５の下端面に回転板１６が締結されている。そして、こ
の回転板１６の下面と摺動可能に、複数の扇形の静止板
１７が回転軸１１の外周に放射状に配設され、この静止
板１７は多数のコイルばね１８を介して軸受台１９上に
弾性支持され、油 、槽１２内に保持されている。本発
明においては、静止板１７は１層であり、第９図に示す
ように、台金１７＆は熱伝導率の良好な銅系の金属で製
作され、上面にパビットメタル１７ｂがライニングされ
ている。運転時にすべり面となる静止板上面１７ｂには
、半径方向に一定の距離をおいて２個所に高圧油を吹出
すための小孔２０ａ 、 ２０ｂが設けられ、この小孔
２０ａ 、 ２０ｂにそれぞれ静止板外周側から高圧油
を導くための送油孔２１ａ’、２１ｂが静止板１７内部
に穿設されている。また、外部からこの送油孔２１ａ
、 ２１ ｂに給油するための接続金具２２ａ 、 ２
２ ｂが静止板台金１７ａの外周に取付けられている。
装置として、同一の油槽１２内にスラスト軸受装置１３
とガイド軸受装置１４とが設置され、このうちスラスト
軸受装置１３は、スラストカラー１５、回転板１６、静
止板１７、コイルばね１８および軸受台１９等から構成
されている。すなわち、立形の回転軸１１の外周に段付
スラストカラー１５が嵌着され、このスラストカラー１
５の下端面に回転板１６が締結されている。そして、こ
の回転板１６の下面と摺動可能に、複数の扇形の静止板
１７が回転軸１１の外周に放射状に配設され、この静止
板１７は多数のコイルばね１８を介して軸受台１９上に
弾性支持され、油 、槽１２内に保持されている。本発
明においては、静止板１７は１層であり、第９図に示す
ように、台金１７＆は熱伝導率の良好な銅系の金属で製
作され、上面にパビットメタル１７ｂがライニングされ
ている。運転時にすべり面となる静止板上面１７ｂには
、半径方向に一定の距離をおいて２個所に高圧油を吹出
すための小孔２０ａ 、 ２０ｂが設けられ、この小孔
２０ａ 、 ２０ｂにそれぞれ静止板外周側から高圧油
を導くための送油孔２１ａ’、２１ｂが静止板１７内部
に穿設されている。また、外部からこの送油孔２１ａ
、 ２１ ｂに給油するための接続金具２２ａ 、 ２
２ ｂが静止板台金１７ａの外周に取付けられている。
さらに、油槽１２の外部には高圧油ポンプ（図示省略）
が設けられ、このポンプから給油管により圧送された高
圧油は、静止板外周に設けられたリングヘッダ（図示省
略）、接続金具２２ａ、２２ｂおよび送油孔２１ａ、２
１ｂを経て、小孔２０ ａ 、 ２０ｂから静止板１７
０すべり面に吹出すようになっている。
が設けられ、このポンプから給油管により圧送された高
圧油は、静止板外周に設けられたリングヘッダ（図示省
略）、接続金具２２ａ、２２ｂおよび送油孔２１ａ、２
１ｂを経て、小孔２０ ａ 、 ２０ｂから静止板１７
０すべり面に吹出すようになっている。
次に、上述のように構成された本発明によるスラスト軸
受装置の作用を説明する。第１０図において、回転ｉ１
６の運転中の半径方向形状は、熱変形によりすべり面が
５０〜１００ミクロン下方に凸状に突出した状態になっ
ている。また、静止板１７の半径方向形状は、回転板す
べり面形状にほぼ平行した凹状となっている。このよう
な形状となる理由は次のように説明される。静止板すべ
り面で発生する摩擦損失の一部は熱として静止板１７の
側面および底面から軸受油槽１２内の潤滑油へ伝達され
る。
受装置の作用を説明する。第１０図において、回転ｉ１
６の運転中の半径方向形状は、熱変形によりすべり面が
５０〜１００ミクロン下方に凸状に突出した状態になっ
ている。また、静止板１７の半径方向形状は、回転板す
べり面形状にほぼ平行した凹状となっている。このよう
な形状となる理由は次のように説明される。静止板すべ
り面で発生する摩擦損失の一部は熱として静止板１７の
側面および底面から軸受油槽１２内の潤滑油へ伝達され
る。
従来の軸受では、このような条件において、静止板内に
板厚方向の温度差が存在し、熱変形により凸状曲面が発
生する。しかし、本発明によると、静止板台金１７＆が
熱伝導率の高い銅系金属で作られているので、従来の鉄
系の静止板台金に比べ軸受温度絶対値が加℃以上低下し
、また静止板の板厚方向温度差が不さい。一方、第１０
図に示す軸受運転中の油膜圧力分布による弾性変形は、
静止板台金１７ａが銅系金属で作られ弾性係数が鉄の約
牛分であるから、凹状変形は従来の鉄系金属で作られた
静止板台金に比べ増大する。したがって、結局本発明に
よる静止板のすべり面形状は、第６図に示″ｊ２層構造
静止板と同様に回転板丁ベリ面形状とほぼ平行な凹状の
変形をすることになる。しかも本発明による静止板は、
２層構造静止板に比べ軸受温度が遥かに低いので、非常
に高い耐負荷容量を有するスラスト軸受装置を実現でき
る。すなわち、平均面圧と軸受温度との関係を示す第７
図から明らかなように、本発明による軸受の性能は極め
て高い。
板厚方向の温度差が存在し、熱変形により凸状曲面が発
生する。しかし、本発明によると、静止板台金１７＆が
熱伝導率の高い銅系金属で作られているので、従来の鉄
系の静止板台金に比べ軸受温度絶対値が加℃以上低下し
、また静止板の板厚方向温度差が不さい。一方、第１０
図に示す軸受運転中の油膜圧力分布による弾性変形は、
静止板台金１７ａが銅系金属で作られ弾性係数が鉄の約
牛分であるから、凹状変形は従来の鉄系金属で作られた
静止板台金に比べ増大する。したがって、結局本発明に
よる静止板のすべり面形状は、第６図に示″ｊ２層構造
静止板と同様に回転板丁ベリ面形状とほぼ平行な凹状の
変形をすることになる。しかも本発明による静止板は、
２層構造静止板に比べ軸受温度が遥かに低いので、非常
に高い耐負荷容量を有するスラスト軸受装置を実現でき
る。すなわち、平均面圧と軸受温度との関係を示す第７
図から明らかなように、本発明による軸受の性能は極め
て高い。
次に、本発明による軸受装置の静止板台金１７ａの剛性
は、第５図に示す２層構造静止板台金の剛性より低い。
は、第５図に示す２層構造静止板台金の剛性より低い。
また、支軸水車発電機あるいは揚水発電電動機に使用さ
れるスラスト軸受は、起動・停止時の境界潤滑状態を避
けるため、外部に設置された高圧油ポンプにより軸受す
べり面に高圧油を送り、強制的に油膜を作って軸受の焼
付けを防止している。したがって、主機停止状態から起
動する際に、回転板すべり面の半径方向の熱変形が零ま
たは零に近い条件では、高圧油ポンプにより高圧油吹出
し孔１個で静止板すべり面に高圧油が送られると、静止
板台金１７ａの弾性変形すなわち凹状の変形が増大する
。この状態を示した第１１図で明らかなように、静止板
台金１７ａの凹状の強性変形が過大となり、静止板内周
側および外周側の油膜厚さが減少して軸受焼損の原因と
なる。第５図に示す２層構造静止板では、下部静止板４
ｃの剛性が高いので、第１２図に示すように前記条件下
では適正なすべり面形状となり、静止板内周側および外
周側の最φ油膜厚さが確保できる。第１３図は、本発明
による軸受装置について、主機停止時の高圧油ポンプに
よる静止板半径方向の変形状態と油膜形成状態を示すも
のである。本発明によれば、高圧油吹出し孔２０ＪＬ
、 ２０ｂが半径方向に一定の距離をおいて２個所設け
られているので、すべり面の油膜圧力分布が双峯温とな
り、尖頭圧力部分が半径方向の２個所に分散される結果
、高圧油吹出し孔１個所のみの従来構造のものに比べ静
止板の弾性変形が大幅に減少する。したがって、第１２
図に示す２層構造静止板に比べ、殆んど変形がなく適正
なすべり面形状となり、静止板内周側および外周側の最
小油膜厚さも確保できる。
れるスラスト軸受は、起動・停止時の境界潤滑状態を避
けるため、外部に設置された高圧油ポンプにより軸受す
べり面に高圧油を送り、強制的に油膜を作って軸受の焼
付けを防止している。したがって、主機停止状態から起
動する際に、回転板すべり面の半径方向の熱変形が零ま
たは零に近い条件では、高圧油ポンプにより高圧油吹出
し孔１個で静止板すべり面に高圧油が送られると、静止
板台金１７ａの弾性変形すなわち凹状の変形が増大する
。この状態を示した第１１図で明らかなように、静止板
台金１７ａの凹状の強性変形が過大となり、静止板内周
側および外周側の油膜厚さが減少して軸受焼損の原因と
なる。第５図に示す２層構造静止板では、下部静止板４
ｃの剛性が高いので、第１２図に示すように前記条件下
では適正なすべり面形状となり、静止板内周側および外
周側の最φ油膜厚さが確保できる。第１３図は、本発明
による軸受装置について、主機停止時の高圧油ポンプに
よる静止板半径方向の変形状態と油膜形成状態を示すも
のである。本発明によれば、高圧油吹出し孔２０ＪＬ
、 ２０ｂが半径方向に一定の距離をおいて２個所設け
られているので、すべり面の油膜圧力分布が双峯温とな
り、尖頭圧力部分が半径方向の２個所に分散される結果
、高圧油吹出し孔１個所のみの従来構造のものに比べ静
止板の弾性変形が大幅に減少する。したがって、第１２
図に示す２層構造静止板に比べ、殆んど変形がなく適正
なすべり面形状となり、静止板内周側および外周側の最
小油膜厚さも確保できる。
第１４図は、本発萌の他の実施例を示すもので、内周と
外周との寸法差が大きい大型静止板に適するものである
。この例では、高圧油吹出し孔として、内周側に２０ａ
、外周側に同−手径上に２０ｂ。
外周との寸法差が大きい大型静止板に適するものである
。この例では、高圧油吹出し孔として、内周側に２０ａ
、外周側に同−手径上に２０ｂ。
２００合計３個の吹出し孔を設け、それぞれを送油孔２
１ａ 、２１ｂ 、２１ｃおよび連結金具２２ａ 、２
２ｂ 、２２ｅと連通させている。
１ａ 、２１ｂ 、２１ｃおよび連結金具２２ａ 、２
２ｂ 、２２ｅと連通させている。
この例では、内外周における負荷容量のアンバランスを
改善するのに有効であり、基本的な油膜圧力分布は第１
３図に示すものに近（、静止板半径方向の主機停止時オ
イルリフター運転時の過大な弾性変形を防止することが
できる。
改善するのに有効であり、基本的な油膜圧力分布は第１
３図に示すものに近（、静止板半径方向の主機停止時オ
イルリフター運転時の過大な弾性変形を防止することが
できる。
以上の説明から明らかなように、本発明によれば、静止
板台金に熱伝導率の高い銅系金属を使用し、また静止板
すべり面に複数の高圧油吹出し孔を設けたから、軸受温
度を大幅、に低下させることができ、静止板板厚方向の
温度差を低（することができる。さらに、吹出口におけ
る油量制御を行い、すべり面における吐油景制御を行う
ことも可能である。したがって、運転中の回転板の熱変
形に対応できる静止板すべり面形状が得られ、油膜圧力
分布が平均化されるので、従来軸受の約２倍の高面圧で
も運転可能であり非常に高い耐負荷容量を有する。した
がづて、スラスト軸受の小形化が可能となり、軸受損失
を大幅に減少させることができるので、高周速大荷重の
スラスト軸受に適している。
板台金に熱伝導率の高い銅系金属を使用し、また静止板
すべり面に複数の高圧油吹出し孔を設けたから、軸受温
度を大幅、に低下させることができ、静止板板厚方向の
温度差を低（することができる。さらに、吹出口におけ
る油量制御を行い、すべり面における吐油景制御を行う
ことも可能である。したがって、運転中の回転板の熱変
形に対応できる静止板すべり面形状が得られ、油膜圧力
分布が平均化されるので、従来軸受の約２倍の高面圧で
も運転可能であり非常に高い耐負荷容量を有する。した
がづて、スラスト軸受の小形化が可能となり、軸受損失
を大幅に減少させることができるので、高周速大荷重の
スラスト軸受に適している。
また、２層構造静止板に比べ、下部静止板、熱絶縁板等
の構成部品がないので、機械加工面が減少し、軸受仕上
精度が厳格に管理できる。
の構成部品がないので、機械加工面が減少し、軸受仕上
精度が厳格に管理できる。
さらに、静止板台金が銅系金属であるから、パビットメ
タルのライニングを容易に実施することができる。
タルのライニングを容易に実施することができる。
第１図は従来のスラスト軸受の一例を示す縦断面図、第
２図は第１図の静止板すべり面における油膜圧力分布図
、第３図は従来のスラスト軸受の他の例を示す縦断面図
、第４図は第３図のすべり面における油膜圧力分布図、
第５図は従来のスラスト軸受のさらに他の例を示す縦断
面図、第６図は第５図における主機回転時の回転板と静
止板との変形状態および油膜圧力分布図、第７図は従来
軸受と本発明による軸受との実験結果の比較図、第８図
は本発明によるスラスト軸受の一実施例を示す縦断面図
、第９図は本発明による静止板の斜視図、纂１０図は本
発明によるスラスト軸受について主機回転時の回転板と
静止板との変形状態および油膜圧力分布図、第１２図は
第５図の主機停止・高圧油インプ運転時の回転板と静止
板との変形状態および油膜圧力分布図、第１１図および
第１３図は本発明によるスラスト軸受について、吹出し
孔数の相違による主機停止・高圧油ポンプ運転時の回転
板と静止板との変形状態および油膜圧力分布を示す図、
第１４図は本発明によるスラスト軸受の他の実施例を示
１斜視図である。 ３．１６・・・回転板、４，１７・・・静止板、１７ａ
・・・台金、１７ｂ・・・パピットメタル、２０ａ 、
２０ｂ 、２０ｃ・・・高圧油吹出し孔。 出願人代理人 猪 股 清 第 ９ 図 第 １４ 図
２図は第１図の静止板すべり面における油膜圧力分布図
、第３図は従来のスラスト軸受の他の例を示す縦断面図
、第４図は第３図のすべり面における油膜圧力分布図、
第５図は従来のスラスト軸受のさらに他の例を示す縦断
面図、第６図は第５図における主機回転時の回転板と静
止板との変形状態および油膜圧力分布図、第７図は従来
軸受と本発明による軸受との実験結果の比較図、第８図
は本発明によるスラスト軸受の一実施例を示す縦断面図
、第９図は本発明による静止板の斜視図、纂１０図は本
発明によるスラスト軸受について主機回転時の回転板と
静止板との変形状態および油膜圧力分布図、第１２図は
第５図の主機停止・高圧油インプ運転時の回転板と静止
板との変形状態および油膜圧力分布図、第１１図および
第１３図は本発明によるスラスト軸受について、吹出し
孔数の相違による主機停止・高圧油ポンプ運転時の回転
板と静止板との変形状態および油膜圧力分布を示す図、
第１４図は本発明によるスラスト軸受の他の実施例を示
１斜視図である。 ３．１６・・・回転板、４，１７・・・静止板、１７ａ
・・・台金、１７ｂ・・・パピットメタル、２０ａ 、
２０ｂ 、２０ｃ・・・高圧油吹出し孔。 出願人代理人 猪 股 清 第 ９ 図 第 １４ 図
Claims (1)
- 【特許請求の範囲】 １、回転軸と、この回転軸と一体に回転するスラストカ
ラーと、このスラストカラーの下端面に設けられた回転
板と、前記回転軸の周りに放射状に配設され前記回転板
を摺動可能に支持する複数の扇形の静止板と、これらの
静止板を弾性部材を介して支持する支持部材とを備えた
スラスト軸受装置において、 前記静止板外周側面から静止板内部を貫通して静止板上
面へ開口する吐出口を具えた複数の流路を設け、高圧の
潤滑流体を前記流路へ導入し前記静止板上面へ吐出する
ようにしたことを特徴とするスラスト軸受装置。 ２、前記静止板は熱伝導率の高い銅系の金属で作られた
ことを特徴とする特許請求の範囲第１項記載の軸受装置
。 ３、前記静止板の上面はノ々ピットメタルで２イニング
され、このライニングされたパピットメタル上面に複数
の潤滑流体吐出口を開口させたことを特徴とする特許請
求の範囲第１項または第２項に記載の軸受装置。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP57206703A JPS5997312A (ja) | 1982-11-25 | 1982-11-25 | スラスト軸受装置 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP57206703A JPS5997312A (ja) | 1982-11-25 | 1982-11-25 | スラスト軸受装置 |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS5997312A true JPS5997312A (ja) | 1984-06-05 |
Family
ID=16527715
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP57206703A Pending JPS5997312A (ja) | 1982-11-25 | 1982-11-25 | スラスト軸受装置 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS5997312A (ja) |
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS61256015A (ja) * | 1985-05-09 | 1986-11-13 | Tech Res Assoc Highly Reliab Marine Propul Plant | テ−パランド型スラスト軸受およびその給油制御装置 |
| DE102008046946A1 (de) * | 2008-09-12 | 2010-03-18 | Bosch Mahle Turbo Systems Gmbh & Co. Kg | Axiallager |
| JP2010151292A (ja) * | 2008-12-26 | 2010-07-08 | Ihi Corp | ティルティングパッド軸受 |
Citations (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5413854A (en) * | 1977-07-01 | 1979-02-01 | Toshiba Corp | Thrust bearing |
| JPS5631592A (en) * | 1979-08-22 | 1981-03-30 | Toshiba Corp | Method of lubricating thrust bearing |
-
1982
- 1982-11-25 JP JP57206703A patent/JPS5997312A/ja active Pending
Patent Citations (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5413854A (en) * | 1977-07-01 | 1979-02-01 | Toshiba Corp | Thrust bearing |
| JPS5631592A (en) * | 1979-08-22 | 1981-03-30 | Toshiba Corp | Method of lubricating thrust bearing |
Cited By (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS61256015A (ja) * | 1985-05-09 | 1986-11-13 | Tech Res Assoc Highly Reliab Marine Propul Plant | テ−パランド型スラスト軸受およびその給油制御装置 |
| JPH0214566B2 (ja) * | 1985-05-09 | 1990-04-09 | Koshinraido Hakuyo Suishin Puranto Gijutsu Kenkyu Kumiai | |
| DE102008046946A1 (de) * | 2008-09-12 | 2010-03-18 | Bosch Mahle Turbo Systems Gmbh & Co. Kg | Axiallager |
| JP2010151292A (ja) * | 2008-12-26 | 2010-07-08 | Ihi Corp | ティルティングパッド軸受 |
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