WO2007148390A1 - 回転機械の軸受構造、回転機械、軸受構造の製造方法、並びに回転機械の製造方法 - Google Patents

回転機械の軸受構造、回転機械、軸受構造の製造方法、並びに回転機械の製造方法 Download PDF

Info

Publication number
WO2007148390A1
WO2007148390A1 PCT/JP2006/312413 JP2006312413W WO2007148390A1 WO 2007148390 A1 WO2007148390 A1 WO 2007148390A1 JP 2006312413 W JP2006312413 W JP 2006312413W WO 2007148390 A1 WO2007148390 A1 WO 2007148390A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
bearing
turbine
compressor
clearance
bearing structure
Prior art date
Application number
PCT/JP2006/312413
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Nobuo Takei
Atsushi Mori
Takahiro Kobayashi
Nobuyuki Ikeya
Original Assignee
Ihi Corporation
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
Family has litigation
First worldwide family litigation filed litigation Critical https://patents.darts-ip.com/?family=38833142&utm_source=google_patent&utm_medium=platform_link&utm_campaign=public_patent_search&patent=WO2007148390(A1) "Global patent litigation dataset” by Darts-ip is licensed under a Creative Commons Attribution 4.0 International License.
Application filed by Ihi Corporation filed Critical Ihi Corporation
Priority to US12/305,231 priority Critical patent/US8535022B2/en
Priority to EP06767072.9A priority patent/EP2037100B1/en
Priority to PCT/JP2006/312413 priority patent/WO2007148390A1/ja
Priority to CN200680055019XA priority patent/CN101473124B/zh
Publication of WO2007148390A1 publication Critical patent/WO2007148390A1/ja

Links

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
    • F16C17/00—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement
    • F16C17/12—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement characterised by features not related to the direction of the load
    • F16C17/18—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement characterised by features not related to the direction of the load with floating brasses or brushing, rotatable at a reduced speed
    • 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
    • F01D25/166—Sliding contact bearing
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B39/00—Component parts, details, or accessories relating to, driven charging or scavenging pumps, not provided for in groups F02B33/00 - F02B37/00
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05D—INDEXING SCHEME FOR ASPECTS RELATING TO NON-POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, GAS-TURBINES OR JET-PROPULSION PLANTS
    • F05D2220/00—Application
    • F05D2220/40—Application in turbochargers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05D—INDEXING SCHEME FOR ASPECTS RELATING TO NON-POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, GAS-TURBINES OR JET-PROPULSION PLANTS
    • F05D2260/00—Function
    • F05D2260/96—Preventing, counteracting or reducing vibration or noise
    • 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
    • F16C17/02—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement for radial 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
    • F16C2360/00—Engines or pumps
    • F16C2360/23—Gas turbine engines
    • F16C2360/24—Turbochargers
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y10—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC
    • Y10T—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER US CLASSIFICATION
    • Y10T29/00—Metal working
    • Y10T29/49—Method of mechanical manufacture
    • Y10T29/49636—Process for making bearing or component thereof
    • Y10T29/49643—Rotary bearing
    • Y10T29/49679—Anti-friction bearing or component thereof

Definitions

  • Bearing structure of rotating machine rotating machine, manufacturing method of bearing structure, and manufacturing method of rotating machine
  • the present invention relates to a bearing structure used in a high-speed rotating machine such as a supercharger, and more particularly to a technique for suppressing unstable vibration including self-excited vibration.
  • This bearing structure As a bearing structure used in a high-speed rotating machine such as a supercharger, one having a floating bush type sliding bearing (floating bush bearing) is known.
  • This bearing structure consists of a structure in which a sliding bearing (floating bush) is rotatably arranged between a rotating shaft and a housing, and a clearance between the shaft and the bearing and a clearance between the bearing and the housing.
  • a sliding bearing floating bush
  • Each is supplied with lubricating oil from an oil supply source.
  • turbocharger compression of air or an air-fuel mixture supplied to a cylinder of an internal combustion engine in advance is called supercharging, and the compressor is called a supercharger.
  • the turbocharger directly connected to the gas turbine using the exhaust gas of the engine is called an exhaust turbine supercharger, or a turbocharger for short.
  • the turbocharger is simply referred to as “supercharger”.
  • a shaft rotates through an oil film inside the bearing, and the bearing rotates as the shaft rotates.
  • a vibration damping effect is obtained by the oil film formed on the inner peripheral surface and the outer peripheral surface of the bearing. Since the speed difference between the shaft and the bearing is suppressed by the rotational movement of the bearing, the energy loss associated with the shearing of the lubricating oil can be relatively small.
  • Patent Document 1 Japanese Patent Application Publication No. 2002-213450 (paragraph numbers 0043-0046, FIG. 10)
  • Patent Document 2 Japanese Patent Application Publication No. 2002-138846
  • Patent Document 3 Japanese Patent Application Publication No. 2002-213248
  • Patent Document 4 Japanese Patent Application Publication No. 2001-12460
  • Patent Document 5 Japanese Patent Application Publication No. 11-336744
  • An object of the present invention is to provide a bearing structure capable of suppressing unstable vibration including self-excited vibration.
  • the present inventor regarding the turbine-side bearing and the compressor-side bearing each having a floating bush bearing force, the clearance between each bearing and the rotating shaft (inner circumferential clearance) and the clearance between each bearing and the housing (outer circumferential clearance). In particular, it has been clarified that unstable vibration can be suppressed by setting the above-mentioned inner circumference clearance appropriately.
  • a bearing structure according to the present invention is a bearing structure of a rotating machine disposed on a rotating shaft that connects a turbine impeller and a compressor impeller, and each has a floating bush type sliding bearing force. And a compressor side bearing, the turbine side inner peripheral clearance force between the turbine side bearing and the rotating shaft is set larger than the compressor side inner peripheral clearance between the compressor side bearing and the rotating shaft. ing.
  • the ratio of the difference between the average value of the turbine side inner peripheral clearance and the compressor side inner peripheral clearance is 0.2 or more.
  • the turbine side inner clearance is TI
  • the compressor side inner clearance is CI
  • the average value (average inner clearance) is AI
  • (TI—CI) ZAI ⁇ 0.2 It is preferable to satisfy.
  • the bearing structure of the present invention can also be applied to a form in which a turbine side bearing and a compressor side bearing are integrated.
  • a rotating machine of the present invention supports a turbine impeller, a compressor impeller, a rotating shaft that connects the turbine impeller and the compressor impeller, a housing that surrounds the rotating shaft, and a rotating shaft that rotatably supports the rotating shaft.
  • the bearing device has the bearing structure described above.
  • a method for manufacturing a bearing structure according to the present invention is a method for manufacturing a floating bush type bearing structure.
  • the bearing structure includes a floating bush type turbine side bearing and a compressor side bearing that support a rotating shaft.
  • the turbine-side inner peripheral clearance between the turbine-side bearing and the rotary shaft is set larger than the compressor-side inner peripheral clearance between the compressor-side bearing and the rotary shaft. .
  • a method of manufacturing a rotating machine according to the present invention is a method of manufacturing a rotating machine having a floating bush type bearing structure, and the bearing structure includes a floating bush type turbine-side bearing and a compressor that support a rotating shaft, respectively.
  • a turbine side inner peripheral clearance between the turbine side bearing and the rotary shaft is set larger than a compressor side inner peripheral clearance between the compressor side bearing and the rotary shaft.
  • a ratio of a difference between the turbine side inner peripheral clearance and the compressor side inner peripheral clearance to be an average value is 0.2 or more.
  • FIG. 1 is a cross-sectional view showing an overall configuration of a turbocharger (turbocharger) to which a bearing structure of the present invention is applied.
  • FIG. 2 is a diagram schematically showing the main part of the bearing device.
  • FIG. 3 is a graph showing the results of a vibration test performed on a turbocharger equipped with a bearing device.
  • FIG. 1 is a cross-sectional view showing the overall configuration of a supercharger (turbocharger) as a rotating machine to which the bearing structure of the present invention is applied.
  • a turbocharger 10 includes a turbine impeller 11, a compressor impeller 12, a shaft 13 as a rotating shaft that connects the turbine bin impeller 11 and the compressor impeller 12, and
  • the turbine impeller 11 and the shaft 13 are integrated by welding or the like, and the compressor impeller 12 and the shaft 13 are coupled via a nut or the like.
  • the winging 14 also has a component force in which the turbine housing 14a, the bearing housing 14b, the seal plate 14c, the compressor housing 14d, and the like are connected in order.
  • the rotation speed of the shaft 13 is, for example, several tens of thousands to several hundred thousand rpm.
  • the bearing device 15 has a full float type floating bush bearing structure. That is, the bearing device 15 has two floating bush bearings (floating metals) 21 and 22 that are spaced apart in the axial direction, and the clearance between the shaft 13 and the bearings 21 and 22 and the bearings 21 and 22 and the nosing (base). Lubricating oil is supplied to the gaps with the Alling Nosing 14b) via the oil passages 23 and the like. The load in the thrust direction of the shaft 13 is supported by a thrust bearing 25, a collar 26, and the like.
  • an oil film is formed and held on the inner and outer peripheral surfaces of the bearings 21 and 22, and the shaft 13 rotates through the oil film inside the bearings 21 and 22. Further, as the shaft 13 rotates, the bearings 21 and 22 rotate through the oil film inside the bearing knowing 14b.
  • the rotational speed of the bearings 21 and 22 is, for example, about several tens of percent of the rotational speed of the shaft 13.
  • a vibration damping effect is obtained by the oil film formed on the inner and outer peripheral surfaces of the bearings 21 and 22.
  • the rotational loss of the bearings 21 and 22 suppresses the speed difference between the shaft 13 and the bearings 21 and 22, so that the energy loss due to the shearing of the lubricating oil is relatively small.
  • FIG. 2 is a diagram schematically showing the main part of the bearing device 15.
  • the same components as those in FIG. 1 are denoted by the same reference numerals.
  • the clearance between the shaft 13 and the turbine side bearing 21 (turbine side inner peripheral clearance) is TI
  • the clearance between the shaft 13 and the compressor side bearing 22 (compressor inner peripheral clearance) is CI
  • the turbine side bearing 21 And the bearing noise 14b (turbine side outer peripheral clearance) is TO
  • the clearance between the compressor side bearing 22 and the bearing housing 14b (compressor side)
  • AI the average value of the turbine side inner peripheral clearance (TI) and the compressor side inner peripheral clearance (CI) (the inner peripheral clearance average value).
  • the turbine side inner peripheral clearance (TI) is set to be larger than the compressor side inner peripheral clearance (CI), and more preferably, the turbine side inner peripheral clearance (TI) and the compressor side inner peripheral clearance (TI). Since the ratio of the difference between the clearance (CI) and the average value (AI) is 0.2 or more, unstable vibrations including self-excited vibrations are suppressed. As a result, according to the turbocharger 10 (see FIG. 1) provided with the bearing device 15 with the above conditions set, noise during high-speed operation is reduced.
  • the outer peripheral clearance can be set.
  • TO CO is effective in suppressing the above unstable vibration.
  • the vibration test was performed under a plurality of conditions with different inner circumferential clearance differences (TI CI), and unstable vibration components were extracted and compared with each other by a vector analysis or the like.
  • TI CI inner circumferential clearance differences
  • FIG. 3 is a graph showing the relationship between the inner peripheral clearance difference and the unstable vibration power ratio.
  • the horizontal axis shows the ratio of the difference between the turbine inner circumference clearance (TI) and the compressor inner circumference clearance (CI) to the average ((TI—CI) ZAI), and the vertical axis shows zero clearance difference.
  • the ratio of the vibration power at each clearance difference to the vibration power (estimated value) Show.
  • the power is proportional to the square of the forced force.
  • the mass damper system of forced vibration can be expressed by the vibration equation in which the general forcing force of the following equation (3) works.
  • F is a force and is proportional to acceleration. In other words, power is proportional to the square of acceleration.
  • a turbine-side floating bush whose inner diameter is larger than the inner diameter of the compressor-side floating bush.
  • a floating bush suitable for each is manufactured, and an average floating bush is manufactured and classified into a set having a large manufacturing tolerance and a set having a small manufacturing tolerance. There is a way to choose.
  • the manufactured floating bush is classified into four categories (for example, A, B, C, D) by the size of the inner diameter, and they are selected by combining them in pairs, such as a combination of A and C or a combination of B and D. Also meditate.
  • the turbine side floating bush and the compressor side floating bush are different.
  • a mark may be used.
  • a different mark may be used for each post-production classification.
  • a mark (identification code) that can individually identify each of the plurality of floating bushes to be manufactured may be used.
  • the bearing structure of the rotating machine of the present invention unstable vibration including self-excited vibration can be suppressed.
  • noise during high-speed operation can be suppressed by suppressing unstable vibration.
  • the method for manufacturing a bearing structure of the present invention it is possible to manufacture a low-noise bearing structure in which unstable vibration is suppressed, and according to the method for manufacturing a rotary machine of the present invention, A low-noise rotating machine in which unstable vibration is suppressed can be manufactured.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Supercharger (AREA)
  • Structures Of Non-Positive Displacement Pumps (AREA)

Abstract

　軸受装置は、それぞれ浮動ブッシュ型のすべり軸受からなるタービン側軸受２１とコンプレッサ側軸受２２とを備える。タービン側軸受２１と回転軸１３との隙間（タービン側内周クリアランスＴＩ）が、コンプレッサ側軸受２２と回転軸１３との隙間（コンプレッサ側内周クリアランスＣＩ）に比べて大きく設定されている。この軸受構造によれば、自励振動を含む不安定振動を抑えることが可能である。

Description

明 細 書
回転機械の軸受構造、回転機械、軸受構造の製造方法、並びに回転機 械の製造方法
技術分野
[0001] 本発明は、過給機などの高速回転機械で用いられる軸受構造に関し、特に、自励 振動を含む不安定振動を抑える技術に関する。
背景技術
[0002] 過給機などの高速回転機械で用いられる軸受構造として、浮動ブッシュ型のすべり 軸受（浮動ブッシュ軸受）を備えるものが知られている。この軸受構造は、回転軸とハ ウジングとの間にすベり軸受 (浮動ブッシュ）が回転可能な状態で配設された構成か らなり、軸と軸受との隙間及び軸受とハウジングとの隙間にはそれぞれオイル供給源 カゝら潤滑オイルが供給される。
[0003] なお、内燃機関のシリンダに供給される空気あるいは混合気を予め圧縮することを 過給といい、その圧縮機を過給機 (supercharger)という。また、そのうち機関の排ガス を利用したガスタービンに直結した過給機を排気タービン過給機、または略してター ボ過給機 (turbocharger)という。以下の説明において、特に必要な場合を除き、ター ボ過給機を単に「過給機」と呼ぶ。
[0004] 浮動ブッシュ軸受を備える軸受構造では、軸受の内方で油膜を介して軸が回転し 、その軸の回転に連れて軸受が回転運動する。そして、軸受の内周面上及び外周面 上に形成される油膜により制振効果が得られる。軸受の回転運動により軸と軸受との 速度差が抑制されるから、潤滑オイルのせん断に伴うエネルギー損失が比較的小さ くて済む。
[0005] 浮動ブッシュ軸受の課題として、軸及び軸受系の振動モードとして不安定な振動が 発生することがある。この不安定振動は、機械的なアンバランスに起因したモード特 性 (回転一次振動等)とは異なり、軸と軸受との隙間にある粘性流体の挙動や軸心の 揺れ等に応じて生じると考えられるもので、オイルホワール (oiHvhirl)、オイルホイツ プ (oil-whip)等と呼ばれる自励振動を含む (例えば、特許文献 1参照)。 [0006] そして、こうした不安定振動は、高速運転時の騒音原因となることから、その抑制の ために様々な技術が提案されている（例えば、特許文献 2、 3、 4参照)。しかしながら 、不安定振動を完全に抑えることは難しい。
特許文献 1 :日本国特許出願公開公報 特開 2002— 213450号 (段落番号 0043— 0046、第 10図）
特許文献 2 :日本国特許出願公開公報 特開 2002— 138846号
特許文献 3 :日本国特許出願公開公報 特開 2002— 213248号
特許文献 4:日本国特許出願公開公報 特開 2001— 12460号
特許文献 5 :日本国特許出願公開公報 特開平 11— 336744号
発明の開示
発明が解決しょうとする課題
[0007] 本発明は、自励振動を含む不安定振動を抑えることが可能な軸受構造を提供する ことを目的とする。
課題を解決するための手段
[0008] 本件発明者は、それぞれ浮動ブッシュ軸受力 なるタービン側軸受及びコンプレツ サ側軸受に関して、各軸受と回転軸との隙間（内周クリアランス)及び各軸受とハウジ ングとの隙間（外周クリアランス)のうち、特に、上記内周クリアランスを適切に設定す ることにより、不安定振動を抑えることができることを解明した。
[0009] すなわち、本発明に係る軸受構造は、タービンインペラとコンプレッサインペラとを 連結する回転軸に配設された回転機械の軸受構造であって、それぞれ浮動ブッシュ 型のすべり軸受力 なるタービン側軸受とコンプレッサ側軸受とを備え、前記タービン 側軸受と前記回転軸との間のタービン側内周クリアランス力 前記コンプレッサ側軸 受と前記回転軸との間のコンプレッサ側内周クリアランスに比べて大きく設定されて いる。
[0010] この軸受構造によれば、内周クリアランスの上記設定により、不安定振動の抑制が 可能となる。
[0011] ここで、前記タービン側内周クリアランスと前記コンプレッサ側内周クリアランスとの 平均値に対する両者の差の割合が 0. 2以上であるのが好ましい。 [0012] すなわち、タービン側内周クリアランスを TI、コンプレッサ側内周クリアランスを CI、 それらの平均値（内周クリアランス平均値）を AI、とするとき、（TI— CI) ZAI≥0. 2 を満たすのが好ましい。
[0013] なお、本発明の軸受構造は、タービン側軸受とコンプレッサ側軸受とが一体化され た形態にも適用可能である。
[0014] 本発明の回転機械は、タービンインペラと、コンプレッサインペラと、前記タービンィ ンペラと前記コンプレッサインペラとを連結する回転軸と、前記回転軸を囲むハウジ ングと、前記回転軸を回転自在に支持する軸受装置とを備え、前記軸受装置が、上 記記載の軸受構造を有する。
[0015] この回転機械によれば、本発明の軸受構造によって自励振動を含む不安定振動 が抑制されるから、高速運転時の騒音が低減される。
[0016] 本発明の軸受構造の製造方法は、浮動ブッシュ型の軸受構造の製造方法であつ て、前記軸受構造は、回転軸を支持するそれぞれ浮動ブッシュ型のタービン側軸受 とコンプレッサ側軸受とを備えており、前記タービン側軸受と前記回転軸との間のタ 一ビン側内周クリアランスを、前記コンプレッサ側軸受と前記回転軸との間のコンプレ ッサ側内周クリアランスに比べて大きく設定する。
[0017] この軸受構造の製造方法によれば、高速運転時の不安定振動が抑制された低騒 音の軸受構造が製造される。
[0018] 本発明の回転機械の製造方法は、浮動ブッシュ型の軸受構造を有する回転機械 の製造方法であって、前記軸受構造は、回転軸を支持するそれぞれ浮動ブッシュ型 のタービン側軸受とコンプレッサ側軸受とを備えており、前記タービン側軸受と前記 回転軸との間のタービン側内周クリアランスを、前記コンプレッサ側軸受と前記回転 軸との間のコンプレッサ側内周クリアランスに比べて大きく設定する。
[0019] ここで、前記タービン側内周クリアランスと前記コンプレッサ側内周クリアランスとの 平均値に対する両者の差の割合が 0. 2以上であるのが好ましい。
[0020] この回転機械の製造方法によれば、高速運転時の不安定振動が抑制された低騒 音の回転機械が製造される。
発明の効果 [0021] 本発明の回転機械の軸受構造によれば、コンプレッサ側軸受に比べてタービン側 軸受の内周クリアランスを大とすることにより、自励振動を含む不安定振動を抑制す ることがでさる。
[0022] 本発明の回転機械によれば、不安定振動の抑制によって高速運転時の騒音を低 減することができる。
[0023] 本発明の軸受構造の製造方法によれば、不安定振動が抑制された低騒音の軸受 構造を製造することができる。
[0024] 本発明の回転機械の製造方法によれば、不安定振動が抑制された低騒音の回転 機械を製造することができる。
図面の簡単な説明
[0025] [図 1]本発明の軸受構造が適用された過給機 (ターボチャージャ)の全体構成を示す 断面図である。
[図 2]軸受装置の主要部を模式的に示す図である。
[図 3]軸受装置を備える過給機について振動試験を行った結果を示すグラフ図であ る。
符号の説明
[0026] 10· ··過給機（回転機械）、 11· ··タービンインペラ、 12· ··コンプレッサインペラ、 13 …シャフト（回転軸）、 14…ハウジング、 14b…ベアリングハウジング、 15· ··軸受装置 、 21 · ··タービン側軸受（浮動ブッシュ軸受）、 22· · ·コンプレッサ側軸受（浮動ブッシュ 軸受）、 23· ··油路、 TO…タービン側外側クリアランス、 TI…タービン側内周クリアラン ス、 CO…コンプレッサ側外周クリアランス、 CI…コンプレッサ側内周クリアランス 発明を実施するための最良の形態
[0027] 以下、本発明の実施の形態例について図面を参照して説明する。
図 1は、本発明の軸受構造が適用された回転機械としての過給機 (ターボチャージ ャ）の全体構成を示す断面図である。
[0028] 図 1において、過給機 10は、タービンインペラ 11と、コンプレッサインペラ 12と、タ 一ビンインペラ 11とコンプレッサインペラ 12とを連結する回転軸としてのシャフト 13と
、これらを囲むハウジング 14と、ハウジング 14内でシャフト 13を回転自在に支持する 軸受装置 15とを備えて構成されている。
[0029] タービンインペラ 11とシャフト 13とは溶接等により一体化され、コンプレッサインペラ 12とシャフト 13とはナット等を介して結合されている。また、ノ、ウジング 14は、タービ ンハウジング 14a、ベアリングハウジング 14b、シールプレート 14c、及びコンプレッサ ハウジング 14d等が順に連結された構成力もなる。
[0030] 内燃機関の排ガスによりタービンインペラ 11が回転すると、その回転力がシャフト 1 3を介してコンプレッサインペラ 12に伝達される。そして、コンプレッサインペラ 12の 回転に伴って圧縮された空気 (又は混合気）が内燃機関に供給される。シャフト 13の 回転数は、例えば数万〜数 10万 rpmである。
[0031] 軸受装置 15は、フルフロート式の浮動ブッシュ軸受構造を有する。すなわち、軸受 装置 15は、軸方向に離間配置される 2つの浮動ブッシュ軸受（フローティングメタル） 21, 22を有し、シャフト 13と軸受 21, 22との隙間及び軸受 21, 22とノヽウジング（ベ アリングノヽウジング 14b)との隙間にはそれぞれ油路 23等を介して潤滑オイルが供給 される。なお、シャフト 13のスラスト方向の荷重は、スラストベアリング 25、及びカラー 26等により支持される。
[0032] 軸受装置 15では、軸受 21, 22の内周面上及び外周面上に油膜が形成 '保持され るとともに、軸受 21, 22の内方で油膜を介してシャフト 13が回転する。さらにそのシャ フト 13の回転に連れてベアリングノヽウジング 14bの内方で油膜を介して軸受 21, 22 が回転運動する。軸受 21, 22の回転数は、例えばシャフト 13の回転数の数十％程 度である。そして、軸受 21, 22の内周面上及び外周面上に形成される油膜により制 振効果が得られる。軸受 21, 22の回転運動によりシャフト 13と軸受 21, 22との速度 差が抑制されるので、潤滑オイルのせん断に伴うエネルギー損失は比較的小さ 、。
[0033] 図 2は、軸受装置 15の主要部を模式的に示す図である。図 2において、図 1と同一 の構成要素につ 、て同一の符号を付して 、る。
[0034] ここで、シャフト 13とタービン側軸受 21との隙間（タービン側内周クリアランス）を TI 、シャフト 13とコンプレッサ側軸受 22との隙間（コンプレッサ側内周クリアランス）を CI 、タービン側軸受 21とベアリングノヽウジング 14bとの隙間（タービン側外周クリアランス )を TO、コンプレッサ側軸受 22とべアリングハウジング 14bとの隙間（コンプレッサ側 外周クリアランス）を co、とする。
また、タービン側内周クリアランス (TI)とコンプレッサ側内周クリアランス (CI)との平 均値（内周クリアランス平均値)を AI、とする。
[0035] 軸受装置 15では、下記の式（1)及び式（2)の条件が設定されている。
TI>CI
(TI-CI) /AI≥0. 2 - -- (2)
[0036] この軸受装置 15では、タービン側内周クリアランス (TI)がコンプレッサ側内周クリア ランス (CI)に比べて大きく設定され、より好ましくはタービン側内周クリアランス (TI)と コンプレッサ側内周クリアランス (CI)との平均値 (AI)に対する両者の差の割合が 0. 2以上であることにより、自励振動を含む不安定振動が抑制される。その結果、上記 条件設定された軸受装置 15を備える過給機 10 (図 1参照）によれば、高速運転時の 騒音が低減される。
[0037] この軸受装置 15において、上記の内周クリアランスの設定 (TI>CI)に加え、外周 クリアランスの設定を行うことができる。この場合、タービン側外周クリアランス (TO)と コンプレッサ側外周クリアランス (CO)とがほぼ同じである（TO = CO) 、タービン側 外周クリアランス (TO)に比べてコンプレッサ側外周クリアランス (CO)が大きく設定さ れている (TOく CO)ことにより、上記の不安定振動抑制に効果がある。この振動抑 制について、「TI>CI、TO = CO」が最も効果的であり、「丁1> 、丁0<じ0」が次 に高 、効果を有することが確認されて 、る。
[0038] 次に、上記の軸受装置 15を備える過給機 10について振動試験を行った結果につ いて図 3を参照して説明する。なお、以下の説明において図 2に示した符号を適宜用 いる。
[0039] 振動試験は、内周クリアランス差 (TI CI)が異なる複数の条件について行い、ス ベクトル解析等により不安定振動成分をそれぞれ抽出して比較した。
[0040] 図 3は、内周クリアランス差と不安定振動パワー比との関係を示すグラフ図である。
横軸は、タービン側内周クリアランス (TI)とコンプレッサ側内周クリアランス (CI)との 平均値に対する両者の差の割合（(TI— CI) ZAI)を示し、縦軸は、クリアランス差が ゼロの場合の振動パワー (推定値）に対する各クリアランス差での振動パワーの比を 示す。
[0041] ここで、強制振動のマスダンパー系では、パワーは強制力の 2乗に比例する。強制 振動のマスダンパー系は、次式 (3)の一般的な強制力が働く振動方程式で表すこと ができる。
m(d2x/dt2) + c · (dx/dt) + k · X = F(t) · · · ( 3)
Fは強制力で加速度に比例する。すなわち、パワーは加速度の 2乗に比例する。
[0042] 図 3に示すグラフでは、振動のパワーは加速度の 2乗に比例するとして、振動試験 から得られた加速度に関するデータを 2乗で処理した値を縦軸に使用した。
[0043] 図 3から明らかなように、内周クリアランス差 (TI— CI)の割合が大きくなるに従って、 すなわち、コンプレッサ側内周クリアランス (CI)に比べてタービン側内周クリアランス（ TI)が大きくなるに従って、不安定振動パワー比が小さくなることが確認された。内周 クリアランス差の割合が 0. 2以上であると、クリアランス差がゼロの状態に比べて、不 安振動パワーを 1Z2以下にすることができることが分かった。
[0044] 上述した軸受構造を製造するには、内径が異なる浮動ブッシュを用意する必要が ある。
すなわち、タービン側浮動ブッシュには、その内径がコンプレッサ側浮動ブッシュの 内径よりも大きいものを使用する必要がある。このような浮動ブッシュを用意するため には、それぞれに適した浮動ブッシュを製作する方法と、平均値の浮動ブッシュを製 作し、その製作公差の大きいものの集合と小さいものの集合とに分類して、選択する 方法とがある。
さらに、製作された浮動ブッシュを内径の大きさで 4分類 (例えば、 A, B, C, D)し、 A と Cの組み合せや Bと Dの組み合せのように一つ置きに組み合わせて選択する方法 もめる。
[0045] 上述した製造方法にお!、て、タービン側浮動ブッシュとコンプレッサ側浮動ブッシュ とが似た形状であることから、各浮動ブッシュにマークを入れることにより両者の識別 性を向上させることができる。そして、識別性の向上により組み合わせの誤りが防止さ れる。
この場合、例えば、タービン側浮動ブッシュとコンプレッサ側浮動ブッシュとで異なる マークを使用してもよぐ上記した製作後の分類ごとに異なるマークを使用してもよい 。あるいは、製作する複数の浮動ブッシュのそれぞれを個別に識別可能なマーク (識 別コード)を使用してもよい。
[0046] 以上、添付図面を参照しながら本発明に係る好適な実施形態について説明したが 、本発明は係る例に限定されないことは言うまでもない。上述した例において示した 各構成部材の諸形状や組み合わせ等は一例であって、本発明の主旨から逸脱しな い範囲において設計要求等に基づき種々変更可能である。
産業上の利用可能性
[0047] 本発明の回転機械の軸受構造によれば、自励振動を含む不安定振動を抑制する ことができ、本発明の回転機械によれば、不安定振動の抑制によって高速運転時の 騒音を低減することができ、本発明の軸受構造の製造方法によれば、不安定振動が 抑制された低騒音の軸受構造を製造することができ、本発明の回転機械の製造方法 によれば、不安定振動が抑制された低騒音の回転機械を製造することができる。

Claims

請求の範囲
[1] タービンインペラとコンプレッサインペラとを連結する回転軸に配設された回転機械 の軸受構造であって、
それぞれ浮動ブッシュ型のすべり軸受からなるタービン側軸受とコンプレッサ側軸 受とを備え、
前記タービン側軸受と前記回転軸との間のタービン側内周クリアランスが、前記コン プレッサ側軸受と前記回転軸との間のコンプレッサ側内周クリアランスに比べて大きく 設定されている回転機械の軸受構造。
[2] 前記タービン側内周クリアランスと前記コンプレッサ側内周クリアランスとの平均値 に対する両者の差の割合が 0. 2以上である請求項 1に記載の回転機械の軸受構造
[3] タービンインペラと、
コンプレッサインペラと、
前記タービンインペラと前記コンプレッサインペラとを連結する回転軸と、 前記回転軸を囲むハウジングと、
前記回転軸を回転自在に支持する軸受装置とを備え、
前記軸受装置が、請求項 1または請求項 2に記載の軸受構造を有する回転機械。
[4] 浮動ブッシュ型の軸受構造の製造方法であって、
前記軸受構造は、回転軸を支持するそれぞれ浮動ブッシュ型のタービン側軸受と コンプレッサ側軸受とを備えており、
前記タービン側軸受と前記回転軸との間のタービン側内周クリアランスを、前記コン プレッサ側軸受と前記回転軸との間のコンプレッサ側内周クリアランスに比べて大きく 設定する軸受構造の製造方法。
[5] 浮動ブッシュ型の軸受構造を有する回転機械の製造方法であって、
前記軸受構造は、回転軸を支持するそれぞれ浮動ブッシュ型のタービン側軸受と コンプレッサ側軸受とを備えており、
前記タービン側軸受と前記回転軸との間のタービン側内周クリアランスを、前記コン プレッサ側軸受と前記回転軸との間のコンプレッサ側内周クリアランスに比べて大きく 設定する回転機械の製造方法。
前記タービン側内周クリアランスと前記コンプレッサ側内周クリアランスとの平均値 に対する両者の差の割合が 0. 2以上である請求項 5に記載の回転機械の製造方法
PCT/JP2006/312413 2006-06-21 2006-06-21 回転機械の軸受構造、回転機械、軸受構造の製造方法、並びに回転機械の製造方法 WO2007148390A1 (ja)

Priority Applications (4)

Application Number Priority Date Filing Date Title
US12/305,231 US8535022B2 (en) 2006-06-21 2006-06-21 Bearing structure of rotating machine, rotating machine, method of manufacturing bearing structure, and method of manufacturing rotating machine
EP06767072.9A EP2037100B1 (en) 2006-06-21 2006-06-21 Bearing structure for rotating machine and method of manufacturing bearing structure
PCT/JP2006/312413 WO2007148390A1 (ja) 2006-06-21 2006-06-21 回転機械の軸受構造、回転機械、軸受構造の製造方法、並びに回転機械の製造方法
CN200680055019XA CN101473124B (zh) 2006-06-21 2006-06-21 旋转机械的轴承构造、旋转机械、轴承构造的制造方法、以及旋转机械的制造方法

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
PCT/JP2006/312413 WO2007148390A1 (ja) 2006-06-21 2006-06-21 回転機械の軸受構造、回転機械、軸受構造の製造方法、並びに回転機械の製造方法

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2007148390A1 true WO2007148390A1 (ja) 2007-12-27

Family

ID=38833142

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2006/312413 WO2007148390A1 (ja) 2006-06-21 2006-06-21 回転機械の軸受構造、回転機械、軸受構造の製造方法、並びに回転機械の製造方法

Country Status (4)

Country Link
US (1) US8535022B2 (ja)
EP (1) EP2037100B1 (ja)
CN (1) CN101473124B (ja)
WO (1) WO2007148390A1 (ja)

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP2085578A2 (en) * 2008-02-01 2009-08-05 Cummins Turbo Technologies Limited Shaft bearing assembly
WO2019039338A1 (ja) * 2017-08-25 2019-02-28 株式会社Ihi 過給機

Families Citing this family (20)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2009125452A1 (ja) * 2008-04-08 2009-10-15 株式会社Ihi ターボチャージャ
DE102010052892A1 (de) * 2010-12-01 2012-06-06 Voith Patent Gmbh Lageranordnung für eine Welle eines Turbinenrades
US9024493B2 (en) 2010-12-30 2015-05-05 Dresser-Rand Company Method for on-line detection of resistance-to-ground faults in active magnetic bearing systems
US8994237B2 (en) 2010-12-30 2015-03-31 Dresser-Rand Company Method for on-line detection of liquid and potential for the occurrence of resistance to ground faults in active magnetic bearing systems
WO2012138545A2 (en) 2011-04-08 2012-10-11 Dresser-Rand Company Circulating dielectric oil cooling system for canned bearings and canned electronics
US8876389B2 (en) 2011-05-27 2014-11-04 Dresser-Rand Company Segmented coast-down bearing for magnetic bearing systems
US8851756B2 (en) * 2011-06-29 2014-10-07 Dresser-Rand Company Whirl inhibiting coast-down bearing for magnetic bearing systems
WO2013099600A1 (ja) * 2011-12-27 2013-07-04 三菱重工業株式会社 過給機のスラスト軸受装置
CN202768085U (zh) * 2012-06-21 2013-03-06 霍尼韦尔国际公司 涡轮增压器的涡端进气结构及包括其的涡轮增压器
DE102013210990A1 (de) * 2013-06-13 2014-12-18 Continental Automotive Gmbh Abgasturbolader mit einem Radial-Axial-Turbinenrad
JP6186920B2 (ja) * 2013-06-18 2017-08-30 株式会社Ihi 過給機用スクロールハウジングの製造方法
JP6177421B2 (ja) 2014-02-25 2017-08-09 三菱重工業株式会社 シール構造及び該シール構造を備える過給機
CN104132066B (zh) * 2014-07-15 2016-04-27 浙江荣发动力有限公司 一种用于小型涡轮增压器的浮动轴承结构
CN104791132A (zh) * 2015-03-31 2015-07-22 奇瑞汽车股份有限公司 自动润滑冷却式涡轮喷气发动机
CN109882284B (zh) * 2015-09-14 2021-05-25 三菱重工发动机和增压器株式会社 涡轮增压器
US9638203B2 (en) * 2015-09-15 2017-05-02 Borgwarner Inc. Bearing housing
WO2017069025A1 (ja) * 2015-10-21 2017-04-27 株式会社Ihi 軸受構造、および、過給機
CN105317841A (zh) * 2015-12-08 2016-02-10 中车大连机车研究所有限公司 涡轮增压器用半浮动径向轴承
US10316692B2 (en) * 2016-12-20 2019-06-11 Mitsubishi Heavy Industries, Ltd. Vibration suppression method and vibration suppression apparatus for turbocharger capable of being driven by motor
CN110848271B (zh) * 2019-11-19 2021-02-23 张家港Aaa精密制造股份有限公司 一种可调控的滑动轴承及调控方法

Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH11336744A (ja) 1998-05-28 1999-12-07 Ishikawajima Harima Heavy Ind Co Ltd 波状軸受
JP2001012460A (ja) 1999-07-02 2001-01-16 Nippon Soken Inc ターボチャージャの軸受装置
JP2002138846A (ja) 2000-11-07 2002-05-17 Nippon Soken Inc ターボチャージャの軸受装置
JP2002213248A (ja) 2001-01-16 2002-07-31 Nippon Soken Inc ターボチャージャの軸受装置
JP2002213450A (ja) 2001-01-23 2002-07-31 Hitachi Ltd 浮動ブッシュ軸受、およびそれを具備したターボチャージャ
JP2006177487A (ja) * 2004-12-24 2006-07-06 Ishikawajima Harima Heavy Ind Co Ltd 回転機械の軸受構造、回転機械、軸受構造の製造方法、並びに回転機械の製造方法

Family Cites Families (14)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CH422436A (de) * 1965-06-29 1966-10-15 Bbc Brown Boveri & Cie Radialgleitlager für schnellaufende Turbomaschinen
US4256441A (en) 1979-06-19 1981-03-17 Wallace-Murray Corporation Floating ring bearing structure and turbocharger employing same
JPS56138423A (en) 1980-04-01 1981-10-29 Toyota Motor Corp Structure of bearing of turbosupercharger
JPS6241837A (ja) 1985-08-13 1987-02-23 ナショナル住宅産業株式会社 袖壁構築方法
JPS6241837U (ja) 1985-09-02 1987-03-13
US6190048B1 (en) * 1998-11-18 2001-02-20 Capstone Turbine Corporation Compliant foil fluid film radial bearing
DE10029640C2 (de) * 2000-06-15 2002-09-26 3K Warner Turbosystems Gmbh Abgasturbolader für eine Brennkraftmaschine
KR100643093B1 (ko) * 2000-07-19 2006-11-10 허니웰 가렛트 에스아 스텝 베인을 가진 슬라이드 베인 터보차저
JP4424874B2 (ja) 2001-05-02 2010-03-03 株式会社日本自動車部品総合研究所 ターボチャージャの潤滑装置
DE10209484B4 (de) * 2002-03-05 2004-06-24 Borgwarner Turbo Systems Gmbh Turbolader für Fahrzeuge mit verbesserter Aufhängung für den Betätigungsmechanismus der variablen Düsen
US7338254B2 (en) * 2005-11-29 2008-03-04 Honeywell International, Inc. Turbocharger with sliding piston assembly
EP1813782B1 (en) * 2006-01-26 2009-08-05 IHI Corporation Turbo-supercharger
EP1816317B1 (en) * 2006-02-02 2013-06-12 IHI Corporation Turbocharger with variable nozzle
EP2290205A1 (en) * 2008-06-17 2011-03-02 IHI Corporation Compressor housing for turbo charger

Patent Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH11336744A (ja) 1998-05-28 1999-12-07 Ishikawajima Harima Heavy Ind Co Ltd 波状軸受
JP2001012460A (ja) 1999-07-02 2001-01-16 Nippon Soken Inc ターボチャージャの軸受装置
JP2002138846A (ja) 2000-11-07 2002-05-17 Nippon Soken Inc ターボチャージャの軸受装置
JP2002213248A (ja) 2001-01-16 2002-07-31 Nippon Soken Inc ターボチャージャの軸受装置
JP2002213450A (ja) 2001-01-23 2002-07-31 Hitachi Ltd 浮動ブッシュ軸受、およびそれを具備したターボチャージャ
JP2006177487A (ja) * 2004-12-24 2006-07-06 Ishikawajima Harima Heavy Ind Co Ltd 回転機械の軸受構造、回転機械、軸受構造の製造方法、並びに回転機械の製造方法

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See also references of EP2037100A4

Cited By (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP2085578A2 (en) * 2008-02-01 2009-08-05 Cummins Turbo Technologies Limited Shaft bearing assembly
US20090238689A1 (en) * 2008-02-01 2009-09-24 Zahir Jamil Shaft bearing assembly
WO2019039338A1 (ja) * 2017-08-25 2019-02-28 株式会社Ihi 過給機
US10989115B2 (en) 2017-08-25 2021-04-27 Ihi Corporation Turbocharger

Also Published As

Publication number Publication date
CN101473124B (zh) 2013-03-27
US8535022B2 (en) 2013-09-17
EP2037100A1 (en) 2009-03-18
US20100232959A1 (en) 2010-09-16
EP2037100B1 (en) 2017-11-15
EP2037100A4 (en) 2012-12-12
CN101473124A (zh) 2009-07-01

Similar Documents

Publication Publication Date Title
WO2007148390A1 (ja) 回転機械の軸受構造、回転機械、軸受構造の製造方法、並びに回転機械の製造方法
US8157543B2 (en) High-speed rotating shaft of supercharger
EP3511577A1 (en) Bearing assembly with damping features
JP2007071165A (ja) 電動過給機の軸受構造
JP2008045548A (ja) ターボ機械
US20090238689A1 (en) Shaft bearing assembly
Kirk et al. Turbocharger on-engine experimental vibration testing
WO2019162989A1 (ja) 過給機
JP2013544335A (ja) タービンホィールの軸のための軸受配置
US7150152B2 (en) Vibration limiter for coaxial shafts and compound turbocharger using same
US9394914B2 (en) Cage positioned tilting pad bearing
JP6288885B2 (ja) 軸受装置、及び回転機械
WO2015073361A1 (en) Bearing arrangement
US10428691B2 (en) Bearing device for a turbocharger and turbocharger
JP4572682B2 (ja) 回転機械の軸受構造、回転機械、軸受構造の製造方法、並びに回転機械の製造方法
JP4877405B2 (ja) 回転機械の軸受構造、回転機械、軸受構造の製造方法、回転機械の製造方法
KR101966093B1 (ko) 전동식 터보 차저
JP2010156214A (ja) 回転機械の軸受構造
KR20090028725A (ko) 회전 기계의 베어링 구조, 회전 기계, 베어링 구조의 제조 방법 및 회전 기계의 제조 방법
JP2014202152A (ja) ターボチャージャ
JP2008291810A (ja) ターボチャージャ
JPWO2017014084A1 (ja) 軸受構造および過給機
JP2007205179A (ja) ターボチャージャ
Kirk et al. High speed turbocharger instability
KR20150043657A (ko) 터보 차저

Legal Events

Date Code Title Description
WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 200680055019.X

Country of ref document: CN

121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 06767072

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 12305231

Country of ref document: US

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 1020087031466

Country of ref document: KR

REEP Request for entry into the european phase

Ref document number: 2006767072

Country of ref document: EP

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 2006767072

Country of ref document: EP