WO2010095507A1 - 歯車駆動ターボ圧縮機 - Google Patents

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WO2010095507A1
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gear
bearing
impeller
seal
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直陸 大森
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株式会社Ihi
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    • 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
    • F16C32/0603—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 supported by a gas cushion, e.g. an air cushion
    • F16C32/0614—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 supported by a gas cushion, e.g. an air cushion the gas being supplied under pressure, e.g. aerostatic bearings

Definitions

  • the present invention relates to a gear-driven turbo compressor that increases the speed by a gear speed increaser and rotationally drives the turbo compressor at a high speed.
  • the turbo compressor is a "direct connection type” in which the impeller of the turbo compressor is directly connected to the rotating shaft of the electric motor, and the speed of the motor, engine, turbine, etc. is increased with a gear speed increaser, and the impeller of the turbo compressor is increased at high speed. It can be broadly divided into “gear speed increasing type” which is driven to rotate.
  • the gear-accelerated turbo compressor is referred to as “gear-driven turbo compressor”.
  • a gear-driven turbo compressor can drive a multi-stage turbo compressor of three or more stages with a single drive source (such as an electric motor), and can easily increase the capacity compared to a direct-coupled turbo compressor, and It has features such as high reliability, compression efficiency, mechanical efficiency, and easy maintenance.
  • the direct-coupled turbo compressor is disclosed in, for example, Patent Documents 1 to 5, and the gear drive turbo compressor is disclosed in, for example, Patent Documents 6 and 7.
  • “Foil bearings” related to the present invention are disclosed in, for example, Patent Documents 8 to 10 and Non-Patent Document 1, and “Dry Seal” is disclosed in, for example, Patent Documents 11 and 12.
  • FIG. 1 is a partial cross-sectional view of a conventional gear-driven turbo compressor.
  • the gear-driven turbo compressor is a four-stage compressor, and the target gas is sequentially compressed by four (only two are shown in the figure) impellers 16 (hereinafter referred to as “impellers”). To get to.
  • impellers 16 hereinafter referred to as “impellers”. To get to.
  • the compressor housing and the gas flow path surrounding the impeller are not shown.
  • 12 is a large gear (bull gear)
  • 14 is a small gear (pinion gear)
  • the large gear 12 is rotationally driven by a drive device (electric motor, engine, turbine, etc.) not shown, and this rotation causes the small gear 14 to rotate.
  • the speed is increased, and the impellers 16 attached to both ends thereof are rotated at a high speed.
  • the speed increase ratio of the gear speed increaser composed of the large gear 12 and the small gear 14 is normally about 10 times, and each impeller rotates at a high speed of about 10,000 to tens of thousands of rotations per minute.
  • reference numeral 18 denotes a thrust collar fixed to the small gear shaft 13 (pinion shaft) with the small gear 14 interposed therebetween
  • reference numeral 20 denotes a thrust bearing that supports the thrust of the large gear shaft 11.
  • the thrust force acting on each impeller and the thrust force generated by the meshing of the large gear and the small gear are transmitted to and supported by the thrust bearing 20 via the thrust collar 18 and the large gear 12 slidably supported therebetween.
  • 15 is a gear box (casing)
  • 22 is a radial bearing
  • 23 is a gas seal
  • 24 is an oil seal (oil seal).
  • the conventional gear-driven turbo compressor rotates a large gear 12 (bull gear) by motor power, and a small gear 14 (pinion gear) and a small gear shaft 13 (pinion shaft) arranged on the outer periphery of the bull gear.
  • a small gear 14 pinion gear
  • a small gear shaft 13 pinion shaft
  • an impeller 16 impeller
  • a large radial load radial force
  • the small gear shaft 13 is supported by an oil-lubricated radial bearing 22 capable of withstanding the above-described radial load caused by high-speed rotation (tens of thousands of rpm) and gear driving force, and the thrust force generated when compressing gas is small gear shaft. 13 is transmitted to the bull gear 12 through a thrust collar 18 provided at 13.
  • the small gear shaft 13 is provided with an oil drain 24 for isolating the oil in the radial bearing 22 and a gas seal 23 (labyrinth seal, dry gas seal, etc.) for sealing the compressed gas fluid.
  • the gas bearing has a smaller load capacity than the oil lubricated radial bearing and cannot support the gear driving force (radial load) acting on the small gear shaft of the gear driven turbo compressor. Therefore, conventionally, a gas bearing cannot be applied to a gear-driven turbo compressor.
  • the conventional gear-driven turbo compressor has the following problems due to the oil-lubricated radial bearing 22 that holds the small gear shaft 13.
  • the radial bearing 22 is an oil-lubricated type, and this bearing requires the same amount of lubricating oil as the gears (the bull gear 12 and the pinion gear 14). large.
  • the oil drainer 24 has a configuration in which a convex portion is provided on the surface of the small gear shaft 13 and a concave and convex portion that covers the convex portion is provided on the stationary side (casing). Is separated by centrifugal force. (4) Further, in order to prevent the lubricating oil from being mixed into the compressed gas, the gas seal 23 must be provided outside the bearing and the oil drainer (close to the impeller), and the overhang (the length from the radial bearing to the shaft end). ) Becomes longer. This reduces the critical speed and makes shaft design difficult.
  • the present invention has been developed to solve the above-described problems. That is, the object of the present invention is to increase the natural frequency of the shaft by shortening the overhang length from the radial bearing to the shaft end, thereby making it easier to avoid dangerous speed and increasing the operating speed.
  • Gear drive turbo compressor that can greatly reduce the amount of lubricating oil and reduce the labor and environmental burden of replacing the lubricating oil, and reduce the need for maintenance by reducing radial bearing troubles due to deteriorated lubricating oil Is to provide.
  • a large gear rotated around the axis of the large gear shaft by an external drive device A small gear that meshes with the large gear and rotates at high speed around the axis of the small gear shaft; An impeller fixed at an end of the small gear shaft and rotating at high speed around the axis; A thrust collar fixed to the small gear shaft and slidably supporting a side surface of the large gear and transmitting a thrust force of the small gear shaft to the large gear;
  • a gear-driven turbo compressor comprising a thrust bearing for supporting a thrust force acting on the large gear shaft, A gas bearing communicating with the pressurized gas compressed by the impeller and rotatably supporting both ends of the small gear shaft; An inner side that is located between the gas bearing and the thrust collar, holds the gas bearing in a pressurized state pressurized with the pressurized gas, and prevents the gear lubricant from entering the pressurized gas.
  • a gear-driven turbocompressor characterized by comprising a gas seal is provided.
  • the gas bearing is in direct communication with the pressurized gas via the back surface of the impeller.
  • the gas bearing is a foil bearing that communicates with the gas compressed by the impeller
  • the inner gas seal is a dry gas seal having a sliding plate urged in an axial direction on an end face of the thrust collar.
  • An outer gas seal located between the gas bearing and the impeller;
  • a pressurized gas supply line for supplying pressurized gas to an intermediate position between the outer gas seal and the inner gas seal;
  • the outer gas seal has a seal portion for sealing so that pressurized gas does not leak from the gas bearing side to the impeller side when the pressure on the gas bearing side is higher than the pressure on the impeller side.
  • the seal portion is opened.
  • the gas bearing that rotatably supports the both ends of the small gear shaft communicates with the pressurized gas compressed by the impeller, and the gas bearing is pressurized with the pressurized gas by the inner gas seal. Since the pressurized state is maintained, the load capacity of the gas bearing can be greatly increased according to the pressure of the pressurized gas (for example, 0.1 MPa or more). Even in the case of a gas bearing, a gear-driven turbo compressor The gear driving force (radial load) acting on the small gear shaft can be supported.
  • gas bearings have less loss than oil-lubricated bearings, efficiency can be improved and energy consumption can be reduced.
  • the inner gas seal located between the gas bearing and the thrust collar prevents the gear lubricant from entering due to the pressurized gas supplied from the gas bearing side. It is possible to reliably prevent the lubricating oil from being mixed into the compressed gas.
  • the gas bearing communicates with the pressurized gas compressed by the impeller and is maintained in a dry state
  • an oil drain or an oil seal is provided between the gas bearing and the impeller to prevent intrusion of lubricating oil. This eliminates the need to shorten the overhang length from the radial bearing to the shaft end, thereby increasing the natural frequency of the shaft, increasing the operating speed and expanding the operating range.
  • the radial bearing is a gas bearing and does not require lubricating oil
  • the amount of lubricating oil can be greatly reduced (about half), and the labor and environmental burden of replacing the lubricating oil can be reduced.
  • the installation space is reduced by downsizing the oil lubrication system (oil tank, pump, filter, etc.) and downsizing the shaft length.
  • the manufacturing cost can be reduced.
  • a low-viscosity lubricating oil is used in accordance with the radial bearing, but a high-viscosity oil dedicated to gears can be used, and a longer life of the gear can be expected.
  • the radial bearing is a gas bearing and does not use lubricating oil, troubles of the radial bearing due to deteriorated lubricating oil can be reduced, and the need for maintenance can be reduced.
  • FIG. 1 is a partial cross-sectional view showing a first embodiment of a gear-driven turbo compressor according to the present invention.
  • FIG. 3 is a partially enlarged view of FIG. 2.
  • FIG. 2nd Embodiment of the gear drive turbo compressor by this invention It is the elements on larger scale of FIG. It is a relationship figure of the load capacity coefficient of a foil bearing, and pressure.
  • FIG. 2 is a partial cross-sectional view showing a first embodiment of a gear-driven turbo compressor according to the present invention.
  • FIG. 3 is a partially enlarged view of FIG.
  • the gear driven turbo compressor 10 of the present invention includes a large gear 12 (bull gear), a small gear 14 (pinion gear), an impeller 16 (impeller), a thrust collar 18, and a thrust bearing 20.
  • the gear-driven turbo compressor 10 of the present invention is a four-stage compressor, but the present invention is not limited to this, and a single-stage compressor, a compressor having two, three, or more stages is also used. It may be.
  • the large gear 12 is rotationally driven around the axis of the large gear shaft 11 by an external drive device (electric motor, engine, turbine, etc.) not shown.
  • the large gear 12 is preferably a spur gear, a helical gear, or a yamaba gear having a number of teeth about 10 times that of the small gear 14 so as to increase the speed of the small gear 14, but the present invention is not limited thereto.
  • Other gears may be used as long as they have a speed increasing function.
  • the small gear 14 meshes with the large gear 12 and rotates at high speed around the axis of the small gear shaft 13 (pinion shaft). Only one small gear 14 is shown on the left side of the figure, but in the case of a four-stage compressor, another small gear may be provided on the right side of the figure.
  • Lubricating oil is supplied to the meshing portion of the large gear 12 and the small gear 14 by a lubricating oil supply device (not shown). This lubricating oil accumulates at the bottom of the gear box 15 (casing) and is recirculated.
  • the impeller 16 is fixed to the small gear shaft 13 and rotates at high speed around its axis.
  • the impeller 16 is provided at both ends of the small gear shaft 13, but only one of them may be provided.
  • reference numeral 17 denotes a compressor housing surrounding the impeller, and the gas flow path is not shown.
  • the gas pressurized by the impeller 16 is preferably air, nitrogen, or an inert gas, but may be oxygen, hydrogen, or the like.
  • the thrust collar 18 is fixed around the small gear shaft 13, slidably supports the side surface of the large gear 12, and transmits the thrust force of the small gear shaft 13 to the large gear 12.
  • the two thrust collars 18 sandwich the teeth of the large gear 12 in the axial direction.
  • the number of the thrust collars 18 may be one.
  • the clearance between the thrust collar 18 and the teeth of the large gear 12 is set to a sufficiently small clearance (for example, 0.1 to 0.2 mm) as long as it can slide with low resistance by oil lubrication.
  • the thrust bearing 20 supports the thrust force acting on the large gear shaft 11.
  • the thrust bearing 20 can also support the radial force acting on the large gear shaft 11, but the present invention is not limited to this.
  • the gear-driven turbo compressor 10 of the present invention further includes a gas bearing 32 and an inner gas seal 34.
  • pressurized gas means a high-pressure gas of, for example, 0.1 MPa or more, preferably 0.1 to 7 MPa
  • high-pressure gas space means a space filled with a pressurized gas
  • the gas bearing 32 is disposed so as to directly communicate with the pressurized gas compressed by the impeller 16 via the back surface of the impeller 16.
  • directly means that there is no pressure loss member (oil seal or labyrinth seal) between the rear surface of the impeller 16 and the gas bearing 32, and the pressurized gas on the rear surface of the impeller 16 has a low pressure loss.
  • attains to the gas bearing 32 through this flow path is meant.
  • the gas bearing 32 is a dynamic pressure type gas bearing in which the load capacity of the gas bearing increases in accordance with the pressure of the pressurized gas (for example, 0.1 MPa or more), and more preferably a foil bearing (foil type). Gas bearing).
  • FIG. 6 is a relationship diagram between the load capacity coefficient and the pressure of the foil bearing disclosed in Non-Patent Document 1.
  • the horizontal axis is the pressure (atm)
  • the vertical axis is the load capacity coefficient D
  • the two curves in the figure show the experimental results at 25 ° C. and 500 ° C.
  • the load capacity W (load capacity) of the foil bearing is represented by the following formula (1).
  • W D (L ⁇ d) (d ⁇ N) (1)
  • D the load capacity coefficient described above
  • L the length of the bearing
  • d the inner diameter of the bearing
  • N the rotational speed.
  • FIG. 6 and formula (1) show that the load capacity of the foil type gas bearing is improved in the pressurized space. Although the maximum pressure in FIG. 6 is about 2.5 atm, this relationship can be applied to a pressurized gas of 0.1 MPa or more, for example.
  • the load capacity coefficient D is a proportional coefficient for calculating the load capacity W when using a foil type gas bearing having a bearing inner diameter d and a length L at the rotation speed N.
  • the capacity coefficient D can be regarded as being proportional to the load capacity W. Therefore, it can be said that FIG. 6 shows that the load capacity increases as the pressure increases.
  • the inner gas seal 34 is located between the gas bearing 32 and the thrust collar 18, and prevents the gear lubricant from entering by the pressurized gas.
  • the inner gas seal 34 seals leakage of pressurized gas from the pressurized space where the gas bearing 32 is located, and holds the gas bearing 32 in a pressurized state pressurized with the pressurized gas. Yes.
  • the inner gas seal 34 is a dry gas seal having a sliding plate 35 urged in the axial direction on the end face of the thrust collar 18.
  • a rotating seal plate required for a normal dry gas seal can be omitted, and the axial length of the inner gas seal 34 can be halved.
  • an inner gas seal 34 other than the dry gas seal may be used.
  • a foil type gas bearing 32 having excellent load capacity is used as a radial bearing, and the foil type gas bearing 32 is moved by bringing the dry gas seal 34 toward the thrust collar side. It is placed in a high-pressure gas space.
  • the gas bearing 32 can be held in a pressurized state pressurized with pressurized gas while the impeller 16 is rotating.
  • the gas bearing 32 (particularly the foil type gas bearing) is placed in the high-pressure gas space pressurized with the pressurized gas, so that the load capacity is greatly increased, and various radial loads (the weight of the small gear shaft, the gear) Power, unbalance force, etc.).
  • the thrust force generated when the impeller 16 compresses the gas is transmitted to a thrust collar 18 provided on the small gear shaft 13. Since the gears 12 and 14 are oil-lubricated, an oil film is formed between the thrust collar 18 and the large gear 12 (bull gear), and the force transmitted to the thrust collar 18 acts on the large gear 12 via the oil film. It will be.
  • the thrust force acting on the small gear shaft 13 is supported by the thrust bearing 20 (oil lubrication type) for the large gear 12 through the thrust collar 18. Therefore, the bearing of the present invention is a hybrid type using both a gas bearing and an oil lubricated thrust bearing.
  • the inner gas seal 34 serves to seal high pressure gas and prevent oil from the gears 12 and 14 from entering the installation space of the gas bearing 32.
  • the gas compressed by the impeller 16 passes through the gas bearing portion and slightly leaks from the inner gas seal 34.
  • the gas bearing needs to be cooled, and this outflow gas contributes to cooling of the bearing. Become.
  • FIG. 4 is a partial sectional view showing a second embodiment of the gear-driven turbo compressor according to the present invention.
  • FIG. 5 is a partially enlarged view of FIG.
  • the gear-driven turbo compressor 10 of the present invention further includes an outer gas seal 36 and a pressurized gas supply line 38.
  • the outer gas seal 36 is located between the gas bearing 32 and the impeller 16, and seals the high pressure gas in the installation space of the gas bearing 32 so as not to leak to the impeller 16 side when the impeller 16 stops rotating.
  • the gas bearing 32 is held in a pressurized state pressurized with a pressurized gas.
  • the outer gas seal 36 has a seal portion 36a that seals the pressurized gas from leaking from the gas bearing side to the impeller side when the pressure on the gas bearing side is higher than the pressure on the impeller side. Further, the outer gas seal 36 also functions as a check valve. When the impeller 16 rotates and the pressure on the impeller side exceeds the pressure on the gas bearing side, the seal portion 36a is opened and compressed by the impeller 16. The pressurized gas communicates directly with the rear surface of the impeller 16.
  • the outer gas seal 36 is a dry gas seal having a sliding plate 37 urged in the axial direction on the end face of the impeller 16. By urging the sliding plate 37 to the end face of the impeller 16, a rotary seal plate necessary for a normal dry gas seal can be omitted, and the axial length of the outer gas seal 36 can be reduced by half.
  • the outer gas seal 36 is not limited to this example, and other than the dry gas seal may be used as long as the outer gas seal 36 can be maintained in a pressurized state pressurized with a pressurized gas and can also function as the check valve described above. it can.
  • the pressurized gas supply line 38 includes a flow path 38 a provided in the gear box 15 (casing) and a gas pipe (not shown) communicating with the flow path 38 a, and is provided at an intermediate position between the outer gas seal 36 and the inner gas seal 34.
  • Supply pressurized gas is preferably provided with a valve (not shown) (for example, a check valve or an on-off valve) so that the pressure on the gas bearing side does not flow backward.
  • the pressurized gas supply line 38 communicates with an external pressure source (not shown), and supplies high-pressure gas from the external pressure source to the installation space of the gas bearing 32 when the bearing load capacity is insufficient at the time of starting. It is like that. In this case, if the gas compressed during operation is stored in, for example, a reservoir tank, it can be used as a substitute for an external pressure source.
  • the pressure of the pressurized gas supplied from the pressurized gas supply line 38 is set lower than the gas pressure compressed by the impeller 16 in the steady state as long as the bearing load capacity required at the start can be obtained. Further, as the gas pressure compressed by the impeller 16 increases, the seal portion of the outer gas seal 36 is opened, and the high-pressure gas compressed by the impeller 16 passes through the outer gas seal 36 to the position of the gas bearing.
  • the gas bearing 32 flows in and is held in a pressurized state pressurized with a pressurized gas.
  • Other configurations are the same as those of the first embodiment.
  • the gas bearing can be held in a pressurized state pressurized with pressurized gas when the impeller 16 is stopped and rotated.
  • the gas bearing 32 that rotatably supports both ends of the small gear shaft 13 communicates with the pressurized gas compressed by the impeller 16, and the gas bearing 32 is provided by the inner gas seal 34. Is maintained in a pressurized state pressurized with a pressurized gas, so that the load capacity of the gas bearing 32 can be greatly increased according to the pressure of the pressurized gas (for example, 0.1 MPa or more). Even if it exists, the gear drive force (radial load) which acts on the small gear shaft 13 of a gear drive turbocompressor can be supported. Further, since the gas bearing 32 has a smaller loss than the oil lubricated bearing, the gas bearing 32 can be made highly efficient and the energy consumption can be reduced.
  • the inner gas seal 34 positioned between the gas bearing 32 and the thrust collar 18 prevents the gear lubricant from entering due to the pressurized gas supplied from the gas bearing side. While being held, mixing of the lubricating oil into the compressed gas can be reliably prevented.
  • the gas bearing 32 communicates with the pressurized gas compressed by the impeller 16 and is maintained in a dry state, the oil drainage for preventing the intrusion of the lubricating oil between the gas bearing 32 and the impeller 16. And no oil seal is required, the overhang length from the radial bearing to the shaft end can be shortened to increase the natural frequency of the shaft, the speed can be increased, and the operating range is expanded.
  • the radial bearing is the gas bearing 32 and does not require lubricating oil
  • the amount of lubricating oil can be greatly reduced (about half), and the labor and environmental burden of replacing the lubricating oil can be reduced.
  • the installation space is reduced by downsizing the oil lubrication system (oil tank, pump, filter, etc.) and downsizing the shaft length.
  • the manufacturing cost can be reduced.
  • a low-viscosity lubricating oil is used in accordance with the radial bearing, but a high-viscosity oil dedicated to gears can be used, and a longer life of the gear can be expected.
  • the radial bearing is a gas bearing and does not use lubricating oil, troubles of the radial bearing due to deteriorated lubricating oil can be reduced and the need for maintenance can be reduced.

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Abstract

【課題】ラジアル軸受から軸端までのオーバーハング長さを短縮して軸の固有振動数を高くすることができ、潤滑油量を大幅に低減して潤滑油の交換の手間と環境負荷を低減でき、潤滑油の劣化物によるラジアル軸受のトラブルを減少してメンテナンスの必要性を低減できる歯車駆動ターボ圧縮機を提供する。 【解決手段】羽根車１６で圧縮された加圧ガスと連通し、小歯車軸１４の両端部を回転可能に支持するガス軸受３２と、ガス軸受とスラストカラーの間に位置し、ガス軸受を前記加圧ガスで加圧された加圧状態に保持し、かつ、加圧ガスにより歯車用潤滑油の浸入を防止する内側ガスシール３４とを備える。

Description

歯車駆動ターボ圧縮機
　本発明は、歯車増速機で増速してターボ圧縮機を高速で回転駆動する歯車駆動ターボ圧縮機に関する。
　ターボ圧縮機は、電動機の回転軸にターボ圧縮機のインペラを直結した「直結式」と、電動機、エンジン、タービン等の回転を歯車増速機で増速してターボ圧縮機のインペラを高速で回転駆動する「歯車増速式」とに大別することができる。以下、歯車増速式ターボ圧縮機を「歯車駆動ターボ圧縮機」と呼ぶ。
　歯車駆動ターボ圧縮機は、単一の駆動源（電動機等）で、３段以上の多段ターボ圧縮機を駆動することができ、直結式ターボ圧縮に比較して大容量化が容易であり、かつ信頼性、圧縮効率、機械効率が高く、メンテナンスが容易である、等の特徴を有する。
　直結式ターボ圧縮機は、例えば特許文献１～５に開示され、歯車駆動ターボ圧縮機は、例えば特許文献６，７に開示されている。
　また、本発明に関連する「フォイル軸受」は、例えば特許文献８～１０及び非特許文献１に開示され、「ドライシール」は、例えば特許文献１１，１２に開示されている。
　図１は、従来の歯車駆動ターボ圧縮機の部分断面図である。
　この例において、歯車駆動ターボ圧縮機は４段圧縮機であり、４つ（図には２つのみ示す）のインペラ１６（以下、「羽根車」と呼ぶ）で対象ガスを順次圧縮し高圧ガスを得るようになっている。なおこの図において、羽根車を囲むコンプレッサハウジングとガス流路は図示を省略している。
　図１において、１２は大歯車（ブルギヤ）、１４は小歯車（ピニオンギヤ）であり、大歯車１２を図示しない駆動装置（電動機、エンジン、タービン等）で回転駆動し、この回転により小歯車１４を増速し、その両端に取り付けられた羽根車１６を高速回転する。大歯車１２と小歯車１４とからなる歯車増速機の増速比は通常１０倍程度であり、各羽根車は、毎分約１万回転～毎分数万回転で高速回転する。
　図１において、１８は小歯車軸１３（ピニオン軸）に小歯車１４を挟んで固定されたスラストカラーであり、２０は大歯車軸１１のスラストを支持するスラスト軸受である。各羽根車に作用するスラスト力と大歯車と小歯車の噛み合いによるスラスト力は、スラストカラー１８及びその間で摺動可能に支持された大歯車１２を介してスラスト軸受２０に伝達され支持される。
　なおこの図において、１５は歯車箱（ケーシング）、２２はラジアル軸受、２３はガスシール、２４は油切（オイルシール）である。
特開２００３－６５２８６号公報、「オイルフリーコンプレッサ」 特開２００４－４４９５４号公報、「ガス軸受付き圧縮機を備えたターボ冷凍機及びその運転方法」 特開２００８－２３２２８９号公報、「軸受装置及び軸受装置を備えた回転駆動装置」 特開平０７－２０８４５６号公報、「遠心圧縮機」 特開平０８－２３２８８５号公報、「軸受ガス供給装置」 特開平０８－１８９４９４号公報、「歯車駆動式多軸ターボ形圧縮機及び歯車駆動式多軸ラジアル膨張機」 特開２００８－２３１９３３号公報、「歯車駆動ターボ形圧縮機」 特開２００１－２９５８３６号公報、「フォイル式流体軸受」 特開２００４－２６３７８１号公報、「フォイル軸受およびフォイル軸受の使用方法」 特開２００９－２９９７４８号公報、「フォイル軸受」 特開２００２－１９０７８３号公報、「ドライガスシール式回転機械の起動方法およびドライガスシール式回転機械」 特開２００７－１７７８８７号公報、「遠心圧縮機およびそれに用いるドライガスシールシステム」
Ｒｏｂｅｒｔ　Ｊ．　Ｂｒｕｃｋｎｅｒ　ａｎｄ　Ｂｅｒｎａｄｅｔｔｅ　Ｊ．　Ｐｕｌｅｏ，　"Ｃｏｍｐｌｉａｎｔ　Ｆｏｉｌ　Ｊｏｕｒｎａｌ　Ｂｅａｒｉｎｇ　Ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ　ａｔ　Ａｌｔｅｒｎａｔｅ　Ｐｒｅｓｓｕｒｅｓ　ａｎｄ　Ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ"，　ＮＡＳＡ／ＴＭ，　２００８－２１５２１９，　ＧＴ２００８－５０１７４，　Ｍａｙ　２００８
　図１に示したように、従来の歯車駆動ターボ圧縮機は、モータ動力により大歯車１２（ブルギヤ）を回転し、ブルギヤ外周に配された小歯車１４（ピニオンギヤ）と小歯車軸１３（ピニオン軸）へ動力を伝達しつつ、回転を増速する構造になっており、小歯車軸１３の端部に羽根車１６（インペラ）を設け、ガス流体を圧縮するようになっている。そのため、小歯車軸１３には歯車駆動力により大きなラジアル負荷（半径方向力）が作用する。
　小歯車軸１３は、高速回転（数万ｒｐｍ）及び歯車駆動力による上記ラジアル負荷に耐えうる油潤滑式のラジアル軸受２２によって支えられており、ガスを圧縮する際に生じるスラスト力は小歯車軸１３に設けたスラストカラー１８を介してブルギヤ１２に伝達されている。
　また、小歯車軸１３にはラジアル軸受２２の油を隔離するための油切り２４や、圧縮したガス流体を密封するためのガスシール２３（ラビリンスシールやドライガスシール等）が設けられている。
　上述したように、歯車駆動ターボ圧縮機では、小歯車軸に歯車駆動力による大きなラジアル負荷が作用するため、直結式ターボ圧縮機と相違し、小歯車軸に油潤滑式のラジアル軸受が適用されていた。
　すなわち、ガス軸受は油潤滑式のラジアル軸受と比較して負荷能力が小さく、歯車駆動ターボ圧縮機の小歯車軸に作用する歯車駆動力（ラジアル負荷）を支持できなかった。そのため、従来、歯車駆動ターボ圧縮機ではガス軸受は適用できなかった。
　しかし、従来の歯車駆動ターボ圧縮機は、小歯車軸１３を保持する油潤滑式のラジアル軸受２２に起因して、以下の問題点があった。
（１）　ラジアル軸受２２は油潤滑式であり、この軸受は歯車（ブルギヤ１２とピニオンギヤ１４）と同程度の潤滑油量を必要とするため、潤滑油の交換に手間が掛かる上、環境負荷が大きい。
（２）　潤滑油の劣化物がラジアル軸受２２に溜まり、異常振動が発生する等のトラブルが起こり得るため、定期的なメンテナンスを要する。
（３）　ラジアル軸受２２とインペラ１６の間に必要に応じて油切り２４を設ける必要があり、軸長が長くなる。油切り２４は、小歯車軸１３の表面に凸部を設け、その凸部を覆うような凹凸部を静止側（ケーシング）に設けた構成になっており、小歯車軸１３の表面の潤滑油を遠心力で分離する機能を有する。
（４）　また、圧縮ガス中に潤滑油が混入しないように、ガスシール２３を軸受及び油切りの外側（インペラ寄り）に設けざるを得ず、オーバーハング（ラジアル軸受から軸端までの長さ）が長くなる。このため、危険速度が低下し、軸設計が難しくなる。
　本発明は、上述した問題点を解決するために創案されたものである。すなわち、本発明の目的は、ラジアル軸受から軸端までのオーバーハング長さを短縮することにより軸の固有振動数を高め、危険速度を回避し易くすると共に運転回転数をより高速にすることもでき、潤滑油量を大幅に低減して潤滑油の交換の手間と環境負荷を低減でき、潤滑油の劣化物によるラジアル軸受のトラブルを減少してメンテナンスの必要性を低減できる歯車駆動ターボ圧縮機を提供することにある。
　本発明によれば、外部駆動装置により大歯車軸の軸心を中心に回転駆動される大歯車と、
　該大歯車と歯合し小歯車軸の軸心を中心に高速回転する小歯車と、
　前記小歯車軸の端部に固定されその軸心を中心に高速回転する羽根車と、
　前記小歯車軸に固定され前記大歯車の側面を摺動可能に支持し小歯車軸のスラスト力を大歯車に伝達するスラストカラーと、
　前記大歯車軸に作用するスラスト力を支持するスラスト軸受とを備えた歯車駆動ターボ圧縮機であって、
　前記羽根車で圧縮された加圧ガスと連通し、前記小歯車軸の両端部を回転可能に支持するガス軸受と、
　該ガス軸受と前記スラストカラーの間に位置し、前記ガス軸受を前記加圧ガスで加圧された加圧状態に保持し、かつ、該加圧ガスにより歯車用潤滑油の浸入を防止する内側ガスシールとを備える、ことを特徴とする歯車駆動ターボ圧縮機が提供される。
　本発明の好ましい実施形態によれば、前記ガス軸受は、前記羽根車の背面を介して前記加圧ガスに直接連通している。
　また、前記ガス軸受は、羽根車で圧縮されたガスと連通するフォイル軸受であり、
　前記内側ガスシールは、前記スラストカラーの端面に軸方向に付勢された摺動プレートを有するドライガスシールである。
　また、前記ガス軸受と羽根車の間に位置する外側ガスシールと、
　該外側ガスシールと内側ガスシールの中間位置に加圧ガスを供給する加圧ガス供給ラインとを備える。
　前記外側ガスシールは、ガス軸受側の圧力が羽根車側の圧力より高いときにガス軸受側から羽根車側に加圧ガスが漏れないようにシールするシール部を有し、羽根車側の圧力がガス軸受側の圧力より高いときに、前記シール部を開放する。
　上記本発明の構成によれば、小歯車軸の両端部を回転可能に支持するガス軸受が、羽根車で圧縮された加圧ガスと連通し、内側ガスシールによりガス軸受を加圧ガスで加圧された加圧状態に保持するので、加圧ガスの圧力（例えば０．１ＭＰａ以上）に応じてガス軸受の負荷能力を大幅に高めることができ、ガス軸受であっても歯車駆動ターボ圧縮機の小歯車軸に作用する歯車駆動力（ラジアル負荷）を支持することができる。
　また、ガス軸受は油潤滑式軸受と比較して損失が小さいので、高効率化することができ、エネルギー消費量を少なくできる。
　また、ガス軸受とスラストカラーの間に位置する内側ガスシールが、ガス軸受側から供給される加圧ガスにより歯車用潤滑油の浸入を防止するので、ガス軸受を加圧状態に保持しながら、潤滑油の圧縮ガスへの混入を確実に防止できる。
　また、ガス軸受が、羽根車で圧縮された加圧ガスと連通し、ドライ状態に保持されるので、ガス軸受と羽根車の間に、潤滑油の侵入を防ぐための油切りやオイルシールが不要となり、ラジアル軸受から軸端までのオーバーハング長さを短縮して軸の固有振動数を高くすることができ、高速化が可能になり、運転領域が拡大する。
　また、ラジアル軸受がガス軸受であり、潤滑油を必要としないので、潤滑油量を大幅に低減（約半減）して潤滑油の交換の手間と環境負荷を低減できる。
　また、油潤滑系（油タンク、ポンプ、フィルター等）の小型化と軸長短縮による小型化により、設置スペースが小さくなる。また、製造コストも削減できる。
　また、従来はラジアル軸受に合わせて低粘度の潤滑油を使用しているが、歯車専用の高粘度油が使用可能になり、歯車の長寿命化が期待できる。
　また、ラジアル軸受がガス軸受であり、潤滑油を使用しないので、潤滑油の劣化物によるラジアル軸受のトラブルを減少してメンテナンスの必要性を低減できる。
 
従来の歯車駆動ターボ圧縮機の部分断面図である。 本発明による歯車駆動ターボ圧縮機の第１実施形態を示す部分断面図である。 図２の部分拡大図である。 本発明による歯車駆動ターボ圧縮機の第２実施形態を示す部分断面図である。 図４の部分拡大図である。 フォイル軸受の負荷容量係数と圧力との関係図である。
　以下、本発明の好ましい実施形態を添付図面に基づいて詳細に説明する。なお、各図において共通する部分には同一の符号を付し、重複した説明を省略する。
　図２は、本発明による歯車駆動ターボ圧縮機の第１実施形態を示す部分断面図である。また、図３は、図２の部分拡大図である。
　図２において、本発明の歯車駆動ターボ圧縮機１０は、大歯車１２（ブルギヤ）、小歯車１４（ピニオンギヤ）、羽根車１６（インペラ）、スラストカラー１８、及びスラスト軸受２０を備える。
　この図において、本発明の歯車駆動ターボ圧縮機１０は、４段圧縮機であるが、本発明はこれに限定されず、１段圧縮機でも、２、３段、又は５段以上の圧縮機であってもよい。
　大歯車１２は、図示しない外部駆動装置（電動機、エンジン、タービン等）により大歯車軸１１の軸心を中心に回転駆動される。大歯車１２は、小歯車１４を増速するように小歯車１４より１０倍程度歯数の多い平歯車、ハスバ歯車、またはヤマバ歯車であるのが好ましいが、本発明はこれらに限定されず、増速機能を有する限りで他の歯車であってもよい。
　小歯車１４は、大歯車１２と歯合し、小歯車軸１３（ピニオン軸）の軸心を中心に高速回転する。小歯車１４は、この図の左側に１つのみを示しているが、４段圧縮機の場合には図の右側に別の小歯車を設けるのがよい。
　大歯車１２と小歯車１４の噛合部には、図示しない潤滑油供給装置により、潤滑油が供給される。この潤滑油は、歯車箱１５（ケーシング）の底部に溜まり、再循環するようになっている。
　羽根車１６は、小歯車軸１３に固定されその軸心を中心に高速回転する。羽根車１６は、この例では、小歯車軸１３の両端に設けているが、一方のみでもよい。また、この図において、１７は、羽根車を囲むコンプレッサハウジングであり、ガス流路は図示を省略している。
　なお、羽根車１６で加圧するガスは、空気、窒素、又は不活性ガスであるのが好ましいが、酸素、水素等であってもよい。
　スラストカラー１８は、小歯車軸１３のまわりに固定され、大歯車１２の側面を摺動可能に支持し、小歯車軸１３のスラスト力を大歯車１２に伝達する。この例で、２つスラストカラー１８が、大歯車１２の歯部を軸方向に挟持しているが、羽根車１６が小歯車軸１３の一端のみに設けられる場合には、そのスラスト力を受けるように、スラストカラー１８を１つにしてもよい。
　スラストカラー１８と大歯車１２の歯部との隙間は、油潤滑により低抵抗で摺動可能な限りで十分小さい隙間（例えば、０．１～０．２ｍｍ）に設定する。
　スラスト軸受２０は、大歯車軸１１に作用するスラスト力を支持する。この例では、スラスト軸受２０は、大歯車軸１１に作用するラジアル力も支持できるようになっているが、本発明はこれに限定されない。
　図２において、本発明の歯車駆動ターボ圧縮機１０は、さらにガス軸受３２と内側ガスシール３４を備える。
　ガス軸受３２は、羽根車１６で圧縮された加圧ガスと連通し、小歯車軸１３の両端部を回転可能に支持する。以下、「加圧ガス」とは、例えば０．１ＭＰａ以上、好ましくは０．１～７ＭＰａの高圧ガスを意味し、「高圧ガス空間」とは加圧ガスで満たされた空間を意味する。
　この例において、ガス軸受３２は、羽根車１６で圧縮された加圧ガスと羽根車１６の背面を介して直接連通するように配置されている。ここで「直接」連通するとは、羽根車１６の背面とガス軸受３２の間に、圧力損失を生じる部材（オイルシールやラビリンスシール）がなく、羽根車１６の背面の加圧ガスが低い圧力損失の流路を通ってガス軸受３２まで到達する構成を意味する。
　また、この例において、ガス軸受３２は、加圧ガスの圧力（例えば０．１ＭＰａ以上）に応じてガス軸受の負荷容量が高まる動圧式のガス軸受であり、更に好ましくは、フォイル軸受（フォイル式ガス軸受）である。
　図６は、非特許文献１に開示されたフォイル軸受の負荷容量係数と圧力との関係図である。
　この図において、横軸は圧力（ａｔｍ）、縦軸は負荷容量係数Ｄであり、図中の２本の曲線は、２５℃と５００℃における実験結果を示している。
　また、フォイル軸受の負荷能力Ｗ（負荷容量）は、以下の式（１）で表される。
　Ｗ＝Ｄ（Ｌ×ｄ）（ｄ×Ｎ）・・・（１）
　ここで、Ｄは上述した負荷容量係数、Ｌは軸受の長さ、ｄは軸受の内径、Ｎは回転速度である。
　図６及び式（１）は、加圧空間でフォイル式ガス軸受の負荷能力が向上することを示している。なお、図６における圧力は最大約２．５ａｔｍであるが、この関係は、例えば０．１ＭＰａ以上の加圧ガスにも適用することができる。
　式（１）から明らかなように、負荷容量係数Ｄは、軸受内径ｄ、長さＬのフォイル式ガス軸受を回転数Ｎで使うときの負荷能力Ｗを算出するときの比例係数であり、負荷容量係数Ｄは負荷能力Ｗに比例すると見なすことができる。
　従って、図６は、圧力上昇に応じて負荷能力が上がることを示しているといえる。
　内側ガスシール３４は、ガス軸受３２とスラストカラー１８の間に位置し、加圧ガスにより歯車用潤滑油の浸入を防止する。また、内側ガスシール３４は、ガス軸受３２が位置する加圧空間からの加圧ガスの漏れをシールし、ガス軸受３２を加圧ガスで加圧された加圧状態に保持するようになっている。
　この例において、内側ガスシール３４は、スラストカラー１８の端面に軸方向に付勢された摺動プレート３５を有するドライガスシールである。スラストカラー１８の端面に摺動プレート３５を付勢することにより、通常のドライガスシールに必要となる回転シール板を省略することができ、内側ガスシール３４の軸長を半減することができる。
　なお、ガス軸受３２を加圧ガスで加圧された加圧状態に保持できる限りで、内側ガスシール３４としてドライガスシール以外を用いてもよい。
　図２、図３に示したように、本発明において、ラジアル軸受には負荷能力に優れたフォイル式ガス軸受３２を用い、ドライガスシール３４をスラストカラー側へ寄せることによりフォイル式ガス軸受３２を高圧ガス空間に置いている。
　上述した第１実施形態の構成により、羽根車１６の回転中において、ガス軸受３２を加圧ガスで加圧された加圧状態に保持することができる。
　以下、本発明の歯車駆動ターボ圧縮機１０の作動を説明する。
　ガス軸受３２（特にフォイル式ガス軸受）は上述したように加圧ガスで加圧された高圧ガス空間に置かれることにより負荷能力が大幅に高められ、各種ラジアル荷重（小歯車軸の自重、歯車動力、アンバランス力等）を支えることができる。
　一方、インペラ１６がガスを圧縮する際に発生するスラスト力は小歯車軸１３に設けたスラストカラー１８に伝達される。歯車１２、１４は油潤滑されているためスラストカラー１８と大歯車１２（ブルギヤ）の間には油膜が形成されており、スラストカラー１８に伝わった力は油膜を介して大歯車１２に作用することになる。
　インペラ１６は小歯車軸１３の両端に設けた場合、大歯車１２に作用するスラスト力は互いにほぼ相殺され、残留したスラスト力は大歯車１２に設けられたスラスト軸受２０（油潤滑式）により支えられることになる。
　すなわち、本発明において、小歯車軸１３に作用するスラスト力は、スラストカラー１８を介して大歯車１２用のスラスト軸受２０（油潤滑式）により支えられる。従って、本発明の軸受は、ガス軸受と油潤滑式スラスト軸受を併用したハイブリッド形式である。
　また、内側ガスシール３４は高圧ガスをシールすると共に、歯車１２、１４からの油がガス軸受３２の設置空間に浸入するのを防ぐ役割を担っている。インペラ１６で圧縮されたガスはガス軸受部を通り、内側ガスシール３４から僅かに漏れ出ることになるが、ガス軸受には冷却が必要であり、この流出ガスが軸受の冷却に寄与することになる。
　図４は、本発明による歯車駆動ターボ圧縮機の第２実施形態を示す部分断面図である。また、図５は、図４の部分拡大図である。
　この例において、本発明の歯車駆動ターボ圧縮機１０は、さらに外側ガスシール３６と加圧ガス供給ライン３８を備える。
　外側ガスシール３６は、ガス軸受３２と羽根車１６の間に位置し、羽根車１６の回転停止時に、ガス軸受３２の設置空間の高圧ガスが、羽根車１６側に漏れないようにシールし、ガス軸受３２を加圧ガスで加圧された加圧状態に保持する。
　また、この外側ガスシール３６は、ガス軸受側の圧力が羽根車側の圧力より高いときにガス軸受側から羽根車側に加圧ガスが漏れないようにシールするシール部３６ａを有する。さらに外側ガスシール３６は、逆止弁としても機能し、羽根車１６が回転し、羽根車側の圧力がガス軸受側の圧力を超えると、シール部３６ａを開放して、羽根車１６で圧縮された加圧ガスと羽根車１６の背面を介して直接連通するようになっている。
　外側ガスシール３６は、この例では羽根車１６の端面に軸方向に付勢された摺動プレート３７を有するドライガスシールである。羽根車１６の端面に摺動プレート３７を付勢することにより、通常のドライガスシールに必要となる回転シール板を省略することができ、外側ガスシール３６の軸長を半減することができる。
　なお外側ガスシール３６は、この例に限定されず、加圧ガスで加圧された加圧状態に保持でき、かつ上述した逆止弁としても機能する限りで、ドライガスシール以外を用いることができる。
　加圧ガス供給ライン３８は、歯車箱１５（ケーシング）に設けられた流路３８ａとこれと連通するガス配管（図示せず）とからなり、外側ガスシール３６と内側ガスシール３４の中間位置に加圧ガスを供給する。
　なお、加圧ガス供給ライン３８には、ガス軸受側の圧力が逆流しないように、好ましくは、図示しない弁（例えば逆止弁又は開閉弁）が設けられている。
　この加圧ガス供給ライン３８は、外部圧力源（図示せず）に連通しており、始動時に軸受負荷能力が不足する場合に、外部圧力源から高圧ガスをガス軸受３２の設置空間に供給するようになっている。なお、この場合、稼働中に圧縮したガスを例えばリザーバタンクに蓄えておけば、外部圧力源の代用にすることができる。
　加圧ガス供給ライン３８から供給する加圧ガスの圧力は、始動時に必要な軸受負荷能力が得られる限りで、定常状態における羽根車１６で圧縮されたガス圧よりも低く設定されている。
　また、羽根車１６で圧縮されたガス圧の上昇に伴い、外側ガスシール３６のシール部が開放され、外側ガスシール３６を介して、羽根車１６で圧縮された高圧ガスがガス軸受の位置に流入し、ガス軸受３２を加圧ガスで加圧された加圧状態に保持するようになっている。
　その他の構成は、第１実施形態と同様である。
　上述した第２実施形態の構成により、羽根車１６の回転停止時及び回転時において、ガス軸受を加圧ガスで加圧された加圧状態に保持することができる。
　上述した本発明の構成によれば、小歯車軸１３の両端部を回転可能に支持するガス軸受３２が、羽根車１６で圧縮された加圧ガスと連通し、内側ガスシール３４によりガス軸受３２を加圧ガスで加圧された加圧状態に保持するので、加圧ガスの圧力（例えば０．１ＭＰａ以上）に応じてガス軸受３２の負荷能力を大幅に高めることができ、ガス軸受３２であっても歯車駆動ターボ圧縮機の小歯車軸１３に作用する歯車駆動力（ラジアル負荷）を支持することができる。
　また、ガス軸受３２は油潤滑式軸受と比較して損失が小さいので、高効率化することができ、エネルギー消費量を少なくできる。
　また、ガス軸受３２とスラストカラー１８の間に位置する内側ガスシール３４が、ガス軸受側から供給される加圧ガスにより歯車用潤滑油の浸入を防止するので、ガス軸受３２を加圧状態に保持しながら、潤滑油の圧縮ガスへの混入を確実に防止できる。
　また、ガス軸受３２が、羽根車１６で圧縮された加圧ガスと連通し、ドライ状態に保持されるので、ガス軸受３２と羽根車１６の間に、潤滑油の侵入を防ぐための油切りやオイルシールが不要となり、ラジアル軸受から軸端までのオーバーハング長さを短縮して軸の固有振動数を高くすることができ、高速化が可能になり、運転領域が拡大する。
　また、ラジアル軸受がガス軸受３２であり、潤滑油を必要としないので、潤滑油量を大幅に低減（約半減）して潤滑油の交換の手間と環境負荷を低減できる。
　また、油潤滑系（油タンク、ポンプ、フィルター等）の小型化と軸長短縮による小型化により、設置スペースが小さくなる。また、製造コストも削減できる。
　また、従来はラジアル軸受に合わせて低粘度の潤滑油を使用しているが、歯車専用の高粘度油が使用可能になり、歯車の長寿命化が期待できる。
　また、ラジアル軸受がガス軸受であり、潤滑油を使用しないので、潤滑油の劣化物によるラジアル軸受のトラブルを減少してメンテナンスの必要性を低減できる。
　なお、本発明は、上述した実施形態に限定されず、本発明の要旨を逸脱しない範囲で種々に変更することができることは勿論である。
１０　歯車駆動ターボ圧縮機、
１１　大歯車軸、１２　大歯車（ブルギヤ）、
１３　小歯車軸（ピニオン軸）、１４　小歯車（ピニオンギヤ）、
１５　歯車箱（ケーシング）、１６　羽根車（インペラ）、
１７　コンプレッサハウジング、１８　スラストカラー、
２０　スラスト軸受、２２　ラジアル軸受、
２３　ガスシール、２４　油切り（オイルシール）、
３２　ガス軸受（フォイル式ガス軸受）、
３４　内側ガスシール（ドライガスシール）、
３５　摺動プレート、
３６　外側ガスシール（ドライガスシール）、
３６ａ　シール部、
３７　摺動プレート、
３８　加圧ガス供給ライン
 

Claims (5)

  1. 　外部駆動装置により大歯車軸の軸心を中心に回転駆動される大歯車と、
    　該大歯車と歯合し小歯車軸の軸心を中心に高速回転する小歯車と、
    　前記小歯車軸の端部に固定されその軸心を中心に高速回転する羽根車と、
    　前記小歯車軸に固定され前記大歯車の側面を摺動可能に支持し小歯車軸のスラスト力を大歯車に伝達するスラストカラーと、
    　前記大歯車軸に作用するスラスト力を支持するスラスト軸受とを備えた歯車駆動ターボ圧縮機であって、
    　前記羽根車で圧縮された加圧ガスと連通し、前記小歯車軸の両端部を回転可能に支持するガス軸受と、
    　該ガス軸受と前記スラストカラーの間に位置し、前記ガス軸受を前記加圧ガスで加圧された加圧状態に保持し、かつ、該加圧ガスにより歯車用潤滑油の浸入を防止する内側ガスシールとを備える、ことを特徴とする歯車駆動ターボ圧縮機。
  2. 　前記ガス軸受は、前記羽根車の背面を介して前記加圧ガスに直接連通している、ことを特徴とする請求項１に記載の歯車駆動ターボ圧縮機。
  3. 　前記ガス軸受は、フォイル軸受であり、
    　前記内側ガスシールは、前記スラストカラーの端面に軸方向に付勢された摺動プレートを有するドライガスシールである、ことを特徴とする請求項１に記載の歯車駆動ターボ圧縮機。
  4. 　前記ガス軸受と羽根車の間に位置する外側ガスシールと、
    　該外側ガスシールと内側ガスシールの中間位置に加圧ガスを供給する加圧ガス供給ラインとを備える、ことを特徴とする請求項１に記載の歯車駆動ターボ圧縮機。
  5. 　前記外側ガスシールは、ガス軸受側の圧力が羽根車側の圧力より高いときにガス軸受側から羽根車側に加圧ガスが漏れないようにシールするシール部を有し、羽根車側の圧力がガス軸受側の圧力より高いときに、前記シール部を開放する、ことを特徴とする請求項４に記載の歯車駆動ターボ圧縮機。
     
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