WO2016059852A1 - 軸受装置およびポンプ - Google Patents

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WO2016059852A1
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rotating shaft
lubricating oil
disk
outer peripheral
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平田　和也
山中　隆司
成 吉川
大 工藤
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株式会社 荏原製作所
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Definitions

  • the present invention relates to a bearing device used for a horizontal shaft pump or the like, and more particularly, to a bearing device capable of appropriately supplying lubricating oil to a bearing even when the diameter of a rotating shaft is increased or the rotational speed is increased. .
  • the present invention also relates to a pump provided with such a bearing device.
  • a bearing device is disposed in the vicinity of the end of the rotary shaft in order to rotatably support the rotary shaft. Further, a lubricating oil storage tank in which lubricating oil for lubricating and cooling the bearing is stored is provided inside or outside the bearing device.
  • a forced oiling device using external power or a self-lubricating device not using external power can be mentioned.
  • the forced oil supply device supplies lubricating oil to a bearing arranged inside the bearing device using external power from a lubricating oil storage tank arranged outside the bearing device.
  • the self-lubricating device the lubricating oil is pumped up from the lubricating oil storage tank disposed below the rotating shaft inside the bearing device by using the rotational force of the rotating shaft and supplied to the bearing.
  • FIGS. 16 and 17 An example of the forced oiling device is shown in FIGS. 16 and 17.
  • FIG. 16 is a cross-sectional view showing a bearing device in the case of using a forced oil supply device.
  • FIG. 17 is a piping and instrument system diagram of the forced oiling device.
  • the rotary shaft 1 of the horizontal shaft pump 100 extends horizontally, and the end of the rotary shaft 1 is rotatably supported by bearings 9A and 9B.
  • the end of the rotating shaft 1 is connected to the electric motor 200, and a forced oil supply device 26 is disposed outside the horizontal shaft pump 100.
  • Lubricating oil is forcibly supplied from the forced oil supply device 26 to the bearings 9A and 9B.
  • the forced oil supply device 26 includes a plurality of components such as a lubricating oil pump 21, a filter 24, a lubricating oil cooler 23, a plurality of hydraulic pressure monitoring instruments 25, and a lubricating oil tank 22. Therefore, the cost of the forced oil supply device 26 is increased.
  • installation space for the horizontal axis pump and the electric motor for driving the horizontal axis pump Furthermore, in addition to the installation space for the horizontal axis pump and the electric motor for driving the horizontal axis pump, installation space for the forced oiling device is required. As a result, the installation space required for the entire pump system is increased.
  • a conventional bearing device using a self-lubricating device will be described.
  • a self-lubricating device a method using an oil ring and a method using an oil disk have been conventionally used.
  • FIG. 18 is a cross-sectional view showing an example of a conventional bearing device using an oil ring type self-lubricating device.
  • the end of the rotating shaft 1 is rotatably supported by bearings 9A and 9B.
  • the lubricating oil storage tank 10 in which the lubricating oil is stored is disposed below the bearings 9A and 9B.
  • An oil ring 20 is provided as a self-lubricating device for scooping up the lubricating oil in the lubricating oil storage tank 10.
  • the oil ring 20 is disposed so as to surround the outer peripheral surface of the rotating shaft 1 and rotates with the rotation of the rotating shaft 1.
  • the lubricating oil is supplied to the bearings 9 ⁇ / b> A and 9 ⁇ / b> B by scooping up the lubricating oil in the lubricating oil storage tank 10 by the rotating oil ring 20.
  • Such a self-lubricating device using the oil ring 20 is conventionally known as an oil ring self-lubricating device.
  • the circumferential speed (hereinafter simply referred to as the circumferential speed) of the outer peripheral surface of the rotating shaft 1 due to the increase in the diameter of the rotating shaft 1 or the speeding up of the rotating shaft 1 or the like. )
  • the rotation of the oil ring 20 cannot follow the rotation of the rotary shaft 1. That is, the rotational speed of the oil ring 20 is greatly reduced as compared with the rotating shaft 1, and the oil ring 20 cannot properly scoop up the lubricating oil. As a result, desired lubrication performance and cooling performance cannot be obtained.
  • the oil disc type self-lubricating apparatus using the oil disc fixed to the rotating shaft, the oil disc rotates together with the rotating shaft, so that the problem that the oil disc cannot follow the rotation of the rotating shaft does not occur.
  • the rotating shaft rotates at a high speed, the centrifugal force acting on the lubricating oil that is pumped up by the oil disk increases.
  • the lubricating oil pumped up on the oil disk is scattered only in the radial direction of the oil disk, and the lubricating oil cannot be supplied to the bearing installed away from the oil disk in the axial direction of the rotating shaft. . Therefore, it has been difficult to apply the conventional self-lubricating device to the bearing device when the diameter of the rotating shaft is increased or the rotational speed of the rotating shaft is increased.
  • FIGS. 19 (a) and 19 (b) This improved oil disk self-lubricating device is shown in FIGS. 19 (a) and 19 (b).
  • FIG. 19 (a) is a longitudinal sectional view showing an example of a conventional bearing device using an oil disk type self-lubricating device
  • FIG. 19 (b) is an enlarged view of portion A in FIG. 19 (a). is there.
  • a recess 80 is provided at the outer peripheral end of the oil disk 11.
  • a protruding portion 81 that protrudes inward in the radial direction from the outer peripheral end portion of the concave portion 80 is provided.
  • the lubricating oil pumped up by the oil disk 11 is held in the concave portion 80 and the protruding portion 81 and is carried to the oil receiver 82 disposed above the bearing 9 and below the protruding portion 81.
  • the oil receiver 82 is connected to an oil supply hole 83 that guides lubricating oil to the central portion of the bearing 9.
  • the lubricating oil held in the recess 80 and the protrusion 81 falls to the oil receiver 82 and then reaches the bearing 9 through the oil supply hole 83.
  • the present invention has been made in view of the above-mentioned various problems, and even when the peripheral speed of the rotating shaft is increased, the lubricating oil can be stably supplied to the bearing in an appropriate amount with a simple configuration.
  • An object of the present invention is to provide a bearing device that can perform the above-described operation. Moreover, an object of this invention is to provide the pump provided with such a bearing apparatus.
  • One aspect of the present invention for solving the above-described problems includes a bearing unit that receives a load of a rotating shaft, a lubricating oil storage tank that is disposed below the bearing unit, and the rotating shaft that is fixed to the rotating shaft. And an oil disk that pumps up the lubricating oil stored in the lubricating oil storage tank by rotating integrally, and the oil disk has a side surface facing the bearing unit, and a groove is formed on the side surface.
  • the outer peripheral side end surface of the groove extends in parallel with the axial direction of the rotating shaft, and the outer peripheral side end surface changes the moving direction of the lubricating oil in the groove from the radial direction of the oil disk.
  • the bearing device comprises a guide surface that changes in the axial direction of the rotating shaft, and the outer peripheral end surface is connected to the side surface of the oil disk.
  • the groove is a plurality of grooves arranged around the axis of the oil disk.
  • the outer peripheral side end surface is composed of a large diameter portion and a small diameter portion having different distances from the center of the oil disk.
  • the outer peripheral side end surface has an inclined surface inclined obliquely with respect to the axial direction of the rotating shaft.
  • a bearing unit that receives a load of the rotating shaft, a lubricating oil storage tank disposed below the bearing unit, and being fixed to the rotating shaft and rotating integrally with the rotating shaft,
  • An oil disk that scoops up the lubricating oil stored in the lubricating oil storage tank, and the oil disk has a side surface facing the bearing unit, and the peripheral wall projects toward the bearing unit on the side surface.
  • Is provided around the rotating shaft, and an inner peripheral surface of the peripheral wall extends in parallel with an axial direction of the rotating shaft, and the inner peripheral surface of the peripheral wall is the lubrication on the side surface of the oil disk.
  • the guide surface is configured to change a moving direction of oil from a radial direction of the oil disk to an axial direction of the rotating shaft.
  • the inner peripheral surface of the peripheral wall is composed of a large diameter portion and a small diameter portion having different distances from the center of the oil disk.
  • the inner peripheral surface of the peripheral wall has an inclined surface inclined obliquely with respect to the axial direction of the rotating shaft.
  • a bearing unit that receives a load of the rotating shaft, a lubricating oil storage tank disposed below the bearing unit, and being fixed to the rotating shaft and rotating integrally with the rotating shaft, An oil disk that scoops up the lubricating oil stored in the lubricating oil storage tank, the oil disk having a first side facing the bearing unit and a second side located opposite to the first side. And a plurality of through holes extending from the first side surface to the second side surface, and an outer peripheral side surface of the through hole extends in parallel with an axial direction of the rotary shaft, In the bearing device, the outer peripheral surface of the hole is connected to the first side surface and the second side surface of the oil disk.
  • the outer peripheral surface is composed of a large diameter portion and a small diameter portion having different distances from the center of the oil disk.
  • the outer peripheral surface has an inclined surface inclined obliquely with respect to the axial direction of the rotating shaft.
  • the apparatus further includes a second bearing unit that receives a load of the rotating shaft, and the second side surface faces the second bearing unit.
  • Another aspect of the present invention is a pump including a rotating shaft, an impeller fixed to the rotating shaft, and the bearing device that rotatably supports the rotating shaft.
  • the outer peripheral side end surface of the groove provided in the oil disk is Prevents radial movement of lubricant.
  • the lubricating oil is prevented from scattering only in the radial direction of the oil disk.
  • the outer peripheral side end surface of the groove extends in parallel with the axial direction of the rotating shaft, the outer peripheral side end surface receives the lubricating oil that has moved outward in the radial direction under centrifugal force in parallel with the axial direction of the rotating shaft. It functions as a guide surface that guides in various directions.
  • the oil disk can scatter the lubricating oil in the axial direction of the rotating shaft. As a result, it becomes possible to stably supply the lubricating oil to the bearing unit arranged away from the oil disk in the axial direction of the rotating shaft. These effects are the same even when a peripheral wall or a through hole is provided in the oil disk.
  • a bearing in a bearing device can be configured with a simple structure such as a groove, a peripheral wall, or a through-hole even under a high peripheral speed condition where it has been difficult to supply oil with a conventional oil ring or oil disk.
  • Lubricating oil can be stably supplied to the unit. Therefore, the application range of the bearing device can be expanded without using a forced oiling device, so that the pump installation area can be reduced, the cost can be reduced, and a pump with higher product competitiveness can be provided. It becomes.
  • FIG. 5A is a plan view showing an example of a conventional oil disk
  • FIG. 5B is a longitudinal sectional view of the oil disk shown in FIG. FIGS.
  • FIGS. 9A and 9B are schematic views showing the behavior of lubricating oil when a conventional oil disk rotates at a high speed
  • FIG. 6A shows a plan view of the oil disk
  • FIG. 6B shows a partial longitudinal sectional view of the oil disk.
  • FIG. 7A is a plan view of an oil disk according to an embodiment of the present invention
  • FIG. 7B is a longitudinal sectional view of the oil disk shown in FIG. 7A.
  • FIGS. 9A and 9B are schematic views showing the behavior of the lubricating oil when the oil disk shown in FIGS. 7A and 7B rotates at a high speed.
  • FIG. 12A is a plan view of an oil disk according to another embodiment of the present invention
  • FIG. 12B is a longitudinal sectional view of the oil disk shown in FIG.
  • FIG. 13A is a plan view of an oil disk according to still another embodiment of the present invention
  • FIG. 13B is a partial longitudinal sectional view of the oil disk shown in FIG.
  • FIG. 14A to FIG. 14D are views showing cross-sectional shapes according to various modifications of the outer peripheral side end face of the groove.
  • FIG. 15A and FIG. 15B are views showing a cross-sectional shape according to still another modification of the outer peripheral side end face of the groove.
  • FIG. 19 (a) is a longitudinal sectional view showing an example of a conventional bearing device using an oil disk type self-lubricating device
  • FIG. 19 (b) is an enlarged view of portion A in FIG. 19 (a). is there.
  • a polar coordinate system is defined in which the origin is located at the rotation center axis of the rotation axis of the pump.
  • the longitudinal direction of the rotating shaft is represented as the axial direction
  • the direction perpendicular to the axial direction is represented as the radial direction
  • the direction around the outer peripheral surface of the rotating shaft is represented as the circumferential direction.
  • FIG. 1 is a cross-sectional view showing an example of a horizontal shaft single-stage pump provided with a bearing device according to an embodiment of the present invention.
  • a horizontal axis single-stage pump 100 as a rotating machine shown in FIG. 1 has an impeller 2 and a rotating shaft 1 to which the impeller 2 is fixed.
  • the rotating shaft 1 extends horizontally.
  • One end of the rotary shaft 1 is connected to a drive machine such as an electric motor (not shown), and the rotary shaft 1 and the impeller 2 are rotated by this drive machine.
  • the rotating shaft 1 is rotatably supported by bearing devices 9 and 9 provided in the vicinity of both ends thereof.
  • the impeller 2 is disposed in the pump casing 5.
  • the pump casing 5 shown in FIG. 1 has a spiral chamber 5a therein, and the impeller 2 is disposed in the spiral chamber 5a.
  • a liquid such as water is sucked from the suction port 3
  • the pressure of the liquid is increased by the action of the impeller 2 and the spiral chamber 5 a, and the liquid is discharged from the discharge port 4. It is.
  • the impeller 2 in the illustrated example has a double suction structure for sucking liquid from both sides.
  • the caps 2A and 2B are attached to the liquid inlet of the impeller 2, respectively.
  • a thrust force due to a pressure difference can be applied in one direction of the rotating shaft 1 and the rotating shaft 1 can be rotated in a stable state.
  • This thrust force is supported by a thrust bearing unit 9A of the bearing device 9. Since a thrust force acts on the thrust bearing unit 9A as a load, it is necessary to supply an appropriate amount of lubricating oil to the thrust bearing unit 9A and cool the thrust bearing unit 9A while lubricating it.
  • the bearing unit 9 ⁇ / b> A is lubricated and cooled by the lubricating oil in the lubricating oil storage tank 10, and the lubricating oil in the lubricating oil storage tank 10 is cooled by a cooling jacket 27 attached to the lubricating oil storage tank 10.
  • two radial bearing units 9B and 9B are disposed in the vicinity of both end portions of the rotary shaft 1.
  • the rotary shaft 1 is supported by a total of three bearings including these two radial bearing units 9B and 9B and one thrust bearing unit 9A.
  • sleeve-type bearings are used for the radial bearing units 9B and 9B, and a conventional self-lubricating device including an oil ring 20 is used for the sleeve-type radial bearing units 9B and 9B.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view showing an example of a horizontal multistage pump provided with a bearing device according to an embodiment of the present invention.
  • a horizontal axis multistage pump 100 as a rotating machine shown in FIG. 2 includes a plurality of impellers 2 and a rotary shaft 1 to which the impellers 2 are fixed.
  • the rotating shaft 1 extends horizontally.
  • the plurality of impellers 2 are arranged in series on the rotary shaft 1, and a plurality of guide vanes 6 are arranged so as to surround each of the impellers 2.
  • One end of the rotary shaft 1 is connected to a drive machine such as an electric motor (not shown), and the rotary shaft 1 and the impeller 2 are rotated by this drive machine.
  • the rotating shaft 1 is rotatably supported by bearing devices 9 and 9 provided in the vicinity of both ends thereof.
  • the impeller 2 is disposed in the pump casing 5.
  • liquid such as water is sucked from the suction port 3, and the pressure of the liquid is increased by the action of the impeller 2 and the guide vane 6, and the liquid is discharged from the discharge port. 4 is spit out.
  • the plurality of impellers 2 are arranged in the same direction, the thrust force generated by the pressure difference between the adjacent impellers 2 is overlapped by the number of impellers 2, and a large thrust force is generated.
  • This thrust force is offset by the balance device 7 provided in the horizontal multistage pump 100, but a certain amount of thrust force remains during transient operation.
  • This residual thrust force is supported by the thrust bearing unit 9A of the bearing device 9. Since the residual thrust force acts on the thrust bearing unit 9A as a load, it is necessary to supply an appropriate amount of lubricating oil to the thrust bearing unit 9A and cool the thrust bearing unit 9A while lubricating it.
  • two radial bearing units 9B and 9B are disposed in the vicinity of both end portions of the rotary shaft 1.
  • the rotary shaft 1 is supported by a total of three bearings including these two radial bearing units 9B and 9B and one thrust bearing unit 9A.
  • sleeve-type bearings are used for the radial bearing units 9B and 9B
  • a conventional self-lubricating device including an oil ring 20 is used for the sleeve-type radial bearing units 9B and 9B.
  • the configuration of the bearing devices 9 and 9 disposed in the vicinity of both ends of the rotary shaft 1 is the same as that of the horizontal axis single-stage pump shown in FIG.
  • the rotary shaft 1 extends through the pump casing 5 in both cases of the horizontal shaft pump 100 shown in FIGS.
  • a gap between the rotary shaft 1 and the pump casing 5 is sealed by shaft sealing devices 8 and 8 such as mechanical seals. Therefore, the liquid pressurized by the impeller 2 does not enter the bearing devices 9 and 9.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view showing the structure of a self-lubricating bearing device according to an embodiment of the present invention.
  • This self-lubricating bearing device is used in the horizontal shaft pump 100 shown in FIG. 1 or FIG.
  • the bearing device 9 includes a thrust bearing unit 9 ⁇ / b> A that receives the axial load and the radial load of the rotating shaft 1 that extends horizontally, and a radial bearing unit 9 ⁇ / b> B that receives the radial load of the rotating shaft 1.
  • a plurality of angular ball bearings are used for the thrust bearing unit 9A.
  • a lubricating oil storage tank 10 is disposed below the thrust bearing unit 9A and the radial bearing unit 9B, and a free surface (lubricating oil surface) of the lubricating oil stored in the lubricating oil storage tank 10 is denoted by reference numeral 10A. Shown with dotted lines. Note that the amount of lubricating oil is controlled so that the free surface 10A in the lubricating oil storage tank 10 is constant.
  • a cooling jacket 27 is provided below the lubricating oil storage tank 10, and the lubricating oil in the lubricating oil storage tank 10 is cooled by the coolant flowing through the cooling jacket 27.
  • an air cooling structure with fins may be employed. Or it is good also as a structure which inserts a cooling liquid tube with a fin in the lubricating oil storage tank 10, and cools lubricating oil directly.
  • an oil disk 12 is provided between the thrust bearing unit 9A and the radial bearing unit 9B, and is fixed to the rotary shaft 1. Since the oil disk 12 is fixed to the rotating shaft 1, it always rotates at the same rotational speed as the rotating shaft 1. The lower part of the oil disk 12 is immersed in the lubricating oil in the lubricating oil storage tank 10, and the oil disk 12 rotates as the rotating shaft 1 rotates to scoop up the lubricating oil stored in the lubricating oil storage tank 10. As shown in FIG. 3, the bearing device 9 has a guide casing 15 in order to prevent the lubricating oil pumped up by the oil disk 12 from being scattered in unnecessary areas in the bearing device.
  • FIG. 4 is an enlarged sectional view showing the oil disk 12 and the guide casing 15.
  • the guide casing 15 includes two annular guide disks 15 ⁇ / b> A and 15 ⁇ / b> B that are arranged to face each other from both side surfaces of the oil disk 12. Both side surfaces and the outer peripheral surface of the oil disk 12 are covered with the guide disks 15 ⁇ / b> A and 15 ⁇ / b> B and stored in the bearing device 9.
  • the guide casing 15 is configured by two guide disks 15A and 15B configured to sandwich the peripheral edge portion (region including the outer peripheral surface) of the oil disk 12. You may be comprised by one structural member which wraps around 12 peripheral parts.
  • the inner surfaces of the guide disks 15A and 15B are disposed close to both side surfaces and the outer peripheral surface of the oil disk 12, and the inner surfaces of these guide disks 15A and 15B are opposed to the both side surfaces and the outer peripheral surface of the oil disk 12.
  • an axial gap W1 and a radial gap W2 are formed between the oil disk 12 and the guide casing 15.
  • a gap (clearance) W1 in the axial direction is a gap between the side surface of the oil disk 12 and the guide casing 15, and a gap (clearance) W2 in the radial direction is between the outer peripheral surface of the oil disk 12 and the guide casing 15. It is a gap.
  • gaps W1 and W2 are suitably designed and set based on pump operating conditions such as the viscosity and temperature of the lubricating oil used and the rotational speed of the rotating shaft 1.
  • the lubricating oil pumped up by the oil disk 12 is guided to the thrust bearing unit 9A through the lubricating oil passage 17.
  • a lubricating oil introduction groove 16 is provided on the inner surface (inner side surface) of the guide casing 15 facing the side surface of the oil disk 12.
  • the upper end portion of the lubricating oil introduction groove 16 is connected to the lubricating oil passage 17, and the lubricating oil introduction groove 16 is disposed close to the side surface of the oil disk 12.
  • FIG. 5 (a) is a plan view showing an example of a conventional oil disk
  • FIG. 5 (b) is a longitudinal sectional view of the oil disk shown in FIG. 5 (a).
  • four radial grooves 14 extending in the radial direction of the oil disk 101 are provided on each side surface of the conventional oil disk 101. These radial grooves 14 extend to the outer peripheral surface of the oil disk 101, and the outer end of each radial groove 14 is on the outer peripheral surface of the oil disk 101.
  • the oil disk 101 rotates, the lubricating oil is held by the radial grooves 14 formed on the both side surfaces of the oil disk 101, and the oil is scraped up.
  • FIG. 6 (a) and 6 (b) are schematic diagrams showing the behavior of the lubricating oil when the oil disk 101 rotates at a high speed. More specifically, FIG. 6A shows a plan view of the oil disk 101, and FIG. 6B shows a partial longitudinal sectional view of the oil disk 101. With reference to FIG. 6A and FIG. 6B, the behavior of the lubricating oil that adheres to the surface of the oil disk 101 when the rotational speed of the oil disk 101 increases will be described.
  • centrifugal force generated as the oil disk 101 rotates acts on the lubricating oil adhering to the surface of the oil disk 101.
  • This centrifugal force is proportional to the mass of the lubricating oil and the distance from the center of the oil disk 101 to the lubricating oil, and is proportional to the square of the angular velocity of the oil disk 101.
  • the centrifugal force becomes dominant over the gravity, surface tension, and frictional force acting on the lubricating oil on the oil disk 101. Therefore, regardless of the surface tension, the frictional force due to viscosity, and the gravity, the lubricating oil adhering to the surface of the oil disk 101 is more likely to scatter outward in the radial direction of the oil disk 101. That is, when the rotational speed of the oil disk 101 is very high, the lubricating oil cannot be scattered in the axial direction of the rotating shaft 1, so that a sufficient amount of lubricating oil cannot be supplied to the bearing unit 9 ⁇ / b> A.
  • the pump operating condition is assumed that the radius r of the oil disk is 90 mm and the rotation speed of the rotary shaft 1 (that is, the rotation speed of the oil disk 101 fixed to the rotary shaft 1) is 3600 min ⁇ 1. To do.
  • the centrifugal acceleration r ⁇ 2 of the centrifugal force generated in the oil disk 101 during the pump operation is larger than 1300 times the gravitational acceleration as shown in the following equation (1).
  • the lubricating oil adhering to the surface of the oil disk 101 tends to remain on the surface of the oil disk 101 due to surface tension and frictional force.
  • the lubricating oil adhering to the surface of the oil disk 101 is caused by a huge centrifugal force that far exceeds gravity, surface tension, and frictional force, and the oil disk 101 Will be moved radially outward.
  • the centrifugal force generated by the rotation of the oil disk 101 acts on the entire circumference of the oil disk 101. Therefore, the lubricating oil that has been scraped from the lubricating oil storage tank 10 and adhered to the surface of the oil disk 101 becomes strong immediately after appearing on the free surface 10A of the lubricating oil storage tank 10, as shown in FIG. Centrifugal force causes the oil disk 101 to scatter outward in the radial direction. Therefore, in a high-speed rotation state where the centrifugal force is dominant, the conventional oil disk 101 as shown in FIGS. 5A and 5B almost scoops up the lubricating oil to the top of the oil disk 101. I can't. If the oil disk 101 cannot pump up a sufficient amount of lubricating oil, the lubricating oil cannot be supplied to the bearing unit 9 ⁇ / b> A that is disposed in the axial direction of the rotary shaft 1.
  • FIG. 7A is a plan view of the oil disk 12 according to an embodiment of the present invention
  • FIG. 7B is a longitudinal sectional view of the oil disk 12 shown in FIG.
  • FIG. 8 is an enlarged schematic view showing a part of the oil disk 12 shown in FIG.
  • the oil disk 12 of the present embodiment has a side surface 52 that is perpendicular to the axial direction of the rotary shaft 1.
  • the side surface 52 is provided with a plurality of (three in the illustrated example) grooves 50 arranged at equal intervals around the axis of the oil disk 12 (that is, the rotating shaft 1).
  • Each groove 50 is formed in an arc shape extending in the circumferential direction of the oil disk 12.
  • the depth d of the groove 50 is a distance from the side surface 52 of the oil disk 12 to the bottom surface 56 of the groove 50.
  • the outer peripheral side end face 51 of the groove 50 extends in parallel with the axial direction of the rotary shaft 1.
  • the outer peripheral side end face 51 is connected to the side face 52 of the oil disk 12 at a right angle.
  • the oil disk 12 is arranged so that the side surface 52 faces the bearing unit 9A (see FIG. 3).
  • the side surface 52 of the oil disk 12 has a portion 55 where the groove 50 is not provided. If the area of the portion 55 where the groove is not provided becomes too large, the side surface 52 of the oil disk 12 approaches the flat conventional oil disk 101, and the advantage (described later) of this embodiment cannot be obtained. Therefore, the total sum of the angles ⁇ between the ends of the adjacent grooves 50 is preferably 40% or less, more preferably 30% or less, of the entire circumference of the oil disk 12 (ie, 360 °).
  • the groove 50 may be configured as one groove extending over the entire circumference of the side surface 52 of the oil disk 12.
  • the surface roughness of the groove 50 or the material of the oil disk 12 is appropriately selected. As a result, the wettability of the lubricating oil to the groove 50 is adjusted.
  • the groove 50 is formed on one side surface 52 of the oil disk 12.
  • the groove 50 may be provided on both the side surface (first side surface) 52 facing the bearing unit 9A and the side surface (second side surface) 52 facing the bearing unit 9B.
  • the lubricating oil is lifted up by the side surfaces 52 and 52 of the oil disk 12 and supplied to the two bearing units 9A and 9B disposed on both sides of the oil disk 12.
  • a through hole described later may be provided in the oil disk 12.
  • the lubricating oil in the groove 50 is pressed against the outer peripheral side end face 51 of the groove 50 by the action of centrifugal force.
  • the lubricating oil pressed against the outer peripheral side end face 51 by the centrifugal force cannot go outward in the radial direction of the oil disk 12. That is, the outer peripheral side end face 51 can prevent the lubricating oil from moving in the radial direction, and can prevent the lubricating oil from being scattered only in the radial direction of the oil disk 12.
  • the outer peripheral side end face 51 of the groove 50 extends in parallel with the axial direction of the rotary shaft 1, the lubricating oil that has moved to the outer side in the radial direction of the oil disk 12 due to the centrifugal force is applied to the outer peripheral side end face of the groove 50.
  • the moving direction is changed to the axial direction of the rotating shaft 1 by colliding with the shaft 51, and then the oil disk 12 is left.
  • the lubricating oil can be scattered in the direction in which the outer peripheral side end face 51 extends and in the direction in which the groove 50 is open, that is, in the axial direction of the rotary shaft 1.
  • the outer peripheral end surface 51 functions as a guide surface that changes the moving direction of the lubricating oil in the groove 50 from the radial direction of the oil disk 12 to the axial direction of the rotary shaft 1.
  • the speed component of the lubricating oil scattered in the axial direction of the rotating shaft 1 is determined by the radial dynamic pressure generated in the lubricating oil by a strong centrifugal force or the static pressure of the lubricating oil increased by the outer peripheral side end face 51. It is generated by the side end face 51 being converted from the radial direction to the dynamic pressure in the axial direction. Therefore, the scattering speed of the lubricating oil on which a strong centrifugal force acts becomes very high.
  • the direction in which the lubricant is scattered is affected by the angle of the outer peripheral side end face 51 of the groove 50 with respect to the axial direction of the rotary shaft 1.
  • the outer peripheral side end face 51 is parallel to the axial direction of the rotary shaft 1 (that is, It is preferable to extend perpendicularly to the side surface 52 of the oil disk 12. That is, the outer peripheral side end face 51 is preferably connected to the side face 52 of the oil disk 12 at a right angle.
  • FIGS. 9A and 9B are schematic views showing the behavior of the lubricating oil when the oil disk 12 shown in FIGS. 7A and 7B rotates at a high speed. More specifically, FIG. 9A is a plan view of the oil disk 12, and FIG. 9B is a partial longitudinal sectional view of the oil disk 12.
  • the lubricating oil that has collided with the outer peripheral side end surface 51 of the groove 50 changes the moving direction along the outer peripheral side end surface 51 parallel to the axial direction of the rotary shaft 1, and moves from the groove 50 of the oil disk 12 to the axial direction of the rotary shaft 1. Scatter.
  • the scattered lubricating oil flows into the lubricating oil passage 17 through the lubricating oil introduction groove 16 provided in the guide casing 15 shown in FIG. As a result, the lubricating oil is stably supplied from the oil disk 12 to the bearing unit 9 ⁇ / b> A that is disposed away from the axial direction of the rotary shaft 1.
  • the outer peripheral side end face 51 of the groove 50 prevents the lubricating oil from scattering outward in the radial direction of the oil disk 12. . Further, since the outer peripheral side end face 51 of the groove 50 extends parallel to the axial direction of the rotary shaft 1, the lubricating oil that has moved in the radial direction of the oil disk 12 by centrifugal force is moved in the direction of movement by the outer peripheral side end face 51. Is changed and scattered in the axial direction of the rotary shaft 1.
  • the amount of lubricating oil retained in the groove 50 that is, the amount of lubricating oil scattered from the oil disk 12 in the axial direction of the rotary shaft 1 varies depending on the depth d of the groove 50. Therefore, it is possible to optimize the amount of lubricating oil supplied to the bearing unit 9A by appropriately setting the depth d of the groove 50. As a result, it is possible to suppress an increase in rolling friction of the bearing due to an excessive supply of lubricating oil to the bearing unit 9A, and further to suppress heat generation of the bearing caused by it.
  • the oil disk 12 according to the above-described embodiment and the conventional oil disk 101 shown in FIGS. 5A and 5B are incorporated in the bearing device shown in FIG. 3 to rotate the rotary shaft 1.
  • FIG. 10 shows the experimental results.
  • the vertical axis represents the temperature of the bearing unit 9 ⁇ / b> A
  • the horizontal axis represents the operation time during which the rotating shaft 1 is rotated.
  • the rotation speed of the rotating shaft 1 was set to 3600 min ⁇ 1 .
  • gaps W1 and W2 (see FIG. 4) between the oil disks 101 and 12 and the guide casing 15 were set to 4 mm and 10 mm, respectively.
  • the guide casing 15 of the bearing device was made of a transparent acrylic resin, and the flow state of the lubricating oil in the bearing device was observed.
  • the temperature of the bearing unit 9A continued to rise sharply from the start of operation.
  • the temperature increase stopped at around 35 ° C. and a temperature equilibrium state was reached.
  • the flow state of the lubricating oil during operation was observed.
  • the lubricating oil was scattered in the radial direction of the oil disk 101 and the lubricating oil was not supplied to the bearing unit 9A.
  • the oil disk 12 according to the present embodiment it was observed that the lubricating oil was scattered in the axial direction of the rotary shaft 1 and the lubricating oil was supplied to the bearing unit 9A.
  • FIG. 11 is a plan view showing a modified example of the oil disk 12 shown in FIG.
  • the outer peripheral side end surface 51 of the groove 50 is compared in the distance from the center of the oil disk 12 with the large diameter portion 57 having a relatively large distance from the center of the oil disk 12.
  • the large-diameter portions 57 and the small-diameter portions 58 are alternately and continuously connected.
  • r1 is larger than r2.
  • the centrifugal force acting on the lubricating oil in the large diameter portion 57 and the centrifugal force acting on the lubricating oil in the small diameter portion 58 can be made different.
  • the scattering distance of the lubricating oil scattered from the large diameter portion 57 and the scattering distance of the lubricating oil scattered from the small diameter portion 58 can be made different in the axial direction of the rotating shaft 1.
  • Lubricating oil can be supplied over a wide range in the direction.
  • the lubricating oil can be held biased to the corner portion 72 of the large diameter portion 57 of the groove 50 depending on the operating conditions. Since the number of large-diameter portions 57 provided in the groove 50 (that is, the number of corner portions 72) can be selected as appropriate, the amount of lubricating oil retained in the groove 50 of the oil disk 12 can be adjusted. As a result, it becomes possible to adjust the amount of lubricating oil supplied to the bearing unit 9A.
  • FIGS. 12 (a) and 12 (b) a peripheral wall 60 protruding in the axial direction of the rotary shaft 1 from the side surface 52 of the oil disk 12 toward the bearing unit 9A is provided.
  • FIG. 12A is a plan view of an oil disk 12 according to another embodiment of the present invention
  • FIG. 12B is a longitudinal sectional view of the oil disk 12 shown in FIG.
  • the inner peripheral face 61 of the peripheral wall 60 extends parallel to the axial direction of the rotary shaft 1.
  • the lubricating oil adhering to the side surface 52 of the oil disk 12 moves outward in the radial direction by a strong centrifugal force, and is prevented from moving by the inner peripheral surface 61 of the peripheral wall 60. Thereby, scattering of the lubricating oil to the radially outer side of the oil disk 12 is prevented. Furthermore, the lubricating oil that has collided with the peripheral wall 60 can be moved in the axial direction of the rotating shaft 1 because the moving direction can be changed by the inner peripheral surface 61 parallel to the axial direction of the rotating shaft 1.
  • the inner peripheral surface 61 constitutes a guide surface that changes the moving direction of the lubricating oil on the side surface 52 from the radial direction of the oil disk 12 to the axial direction of the rotary shaft 1.
  • FIG. 13 (a) is a plan view of an oil disk 12 according to still another embodiment of the present invention
  • FIG. 13 (b) is a partial longitudinal sectional view of the oil disk 12 shown in FIG. 13 (a).
  • the oil disk 12 includes one side surface (first side surface) 52 to the other side surface (second side surface) 52.
  • a plurality of through holes 70 penetrating up to are provided. These through holes 70 are arranged at equal intervals around the axis of the oil disk 12 (that is, the rotating shaft 1), and each through hole 70 extends in the circumferential direction of the oil disk 12.
  • the outer peripheral surface 71 of the through hole 70 is connected to both side surfaces 52, 52 of the oil disk 12.
  • the through hole 70 has a groove 50 of the oil disc 12 of the embodiment shown in FIGS. 7A and 7B in that the outer peripheral surface 71 extends in parallel with the axial direction of the rotary shaft 1. The same, except that the bottom surface 56 of the groove 50 is eliminated.
  • the outer peripheral surface 71 of the through hole 70 exhibits the same effect as the outer peripheral end surface 51 of the groove 50. That is, the outer peripheral surface 71 of the through hole 70 prevents the lubricating oil pumped up by the oil disk 12 rotating at high speed from being scattered in the radial direction of the oil disk 12. Further, the lubricating oil changes its movement direction to the axial direction of the rotary shaft 1 by the outer peripheral side surface 71 of the through hole 70 and scatters from the oil disk 12 in the axial direction of the rotary shaft 1. In this way, the outer peripheral surface 71 constitutes a guide surface that changes the moving direction of the lubricating oil from the radial direction of the oil disk 12 to the axial direction of the rotary shaft 1.
  • the lubricating oil pumped up by the oil disk 12 is scattered from both side surfaces 52, 52 of the oil disk 12 in the axial direction of the rotary shaft 1. be able to. Therefore, the lubricating oil can be supplied to both the thrust bearing unit 9A and the radial bearing unit 9B arranged on both sides of the oil disk 12 in the bearing device. Further, by appropriately designing the thickness of the oil disk 12 and the circumferential length of the through hole 70, it is possible to optimize the amount of lubricating oil retained in the through hole 70, and thus the bearing unit 9A. , 9B can be optimized. In addition, you may comprise the outer peripheral side surface 71 of the through-hole 70 by the large diameter part 57 and the small diameter part 58 like embodiment shown in FIG.
  • FIG. 14A to FIG. 14D are views showing cross-sectional shapes according to various modifications of the outer peripheral side end face 51 of the groove 50.
  • the outer peripheral side end surface 51 shown in FIGS. 14A to 14D has an inclined surface that is inclined obliquely with respect to the axial direction of the rotary shaft 1. That is, the outer peripheral side end surface 51 of the groove 50 shown in FIG. 14A has an inclined surface 51 a that is inclined outward toward the side surface (first side surface) 52.
  • the inclined surface 51 a is connected to the side surface 52 of the oil disk 12.
  • a speed component toward the radially outer side of the oil disk 12 is added to the lubricating oil scattered from the outer peripheral side end surface 51 of the groove 50. Therefore, the scattering distance of the lubricating oil scattered in the axial direction of the rotating shaft 1 can be adjusted by adjusting the inclination angle of the inclined surface 51a.
  • the outer peripheral side end surface 51 of the groove 50 shown in FIG. 14B has an inclined surface 51 a that is inclined outward toward the side surface 52, and is further inclined inward from the bottom surface 56 of the groove 50 toward the side surface 52. 51b.
  • the inclined surface 51 a is connected to the side surface 52 of the oil disk 12, and the inclined surface 51 b is connected to the bottom surface 56. Providing such an inclined surface 51b makes it difficult for the lubricating oil that has moved radially outward in the groove 50 to change its direction in the axial direction of the rotating shaft 1, and therefore the amount of lubricating oil scattered in the axial direction of the rotating shaft 1 And the scattering timing can be adjusted. Further, as described in the embodiment shown in FIG.
  • the lubricating oil scattered from the outer peripheral side end surface 51 of the groove 50 by the inclined surface 51 a has a velocity component toward the radially outer side of the oil disk 12. Added. Therefore, the scattering distance of the lubricating oil scattered in the axial direction of the rotating shaft 1 can be adjusted by adjusting the inclination angle of the inclined surface 51a.
  • the outer peripheral side end surface 51 of the groove 50 shown in FIG. 14C has an inclined surface 51 c that is inclined outward from the bottom surface 56 of the groove 50 toward the side surface 52.
  • the inclined surface 51 c is connected to the bottom surface 56.
  • the outer peripheral side end surface 51 of the groove 50 shown in FIG. 14D has an inclined surface 51 d that is inclined inward from the bottom surface 56 of the groove 50 toward the side surface 52.
  • the inclined surface 51 d is connected to the bottom surface 56.
  • the cross-sectional shape shown in FIG. 14D is a cross-sectional shape in which it is difficult to change the direction of the lubricating oil in the groove 50 in the axial direction of the rotary shaft 1. In this way, by controlling the ease with which the lubricating oil in the groove 50 changes direction from the radial direction of the oil disk 12 to the axial direction of the rotary shaft 1, the timing and amount of scattering of the lubricating oil are adjusted. Can do.
  • the cross-sectional shapes shown in FIGS. 14 (c) and 14 (d) are effective cross-sectional shapes when it is desired to adjust the timing and amount of scattering of the lubricating oil by other components arranged in the bearing device. is there.
  • FIG. 15A and FIG. 15B are views showing a cross-sectional shape according to still another modified example of the outer peripheral side end face 51 of the groove 50.
  • FIG. 15A shows a cross-sectional shape in which a groove 59 extending in the circumferential direction of the oil disk 12 is provided on the outer peripheral side end face 51 of the groove 50.
  • two grooves 59 in the illustrated example are provided, one or three or more grooves 59 may be provided.
  • FIG. 15B shows a cross-sectional shape in which the outer peripheral side end face 51 of the groove 50 is formed of a curved surface that is recessed outward in the radial direction.
  • FIGS. 14 (a) to 14 (d) and the cross-sectional shapes shown in FIGS. 15 (a) and 15 (b) are shown in FIGS. 12 (a) and 12 (b). You may apply to the 60 internal peripheral surfaces 61.
  • FIG. 14A to 14D and the cross-sectional shapes shown in FIGS. 15A and 15B are shown in FIGS. 13A and 13B. You may apply to the outer peripheral side surface 71 of the through-hole 70 shown.
  • the groove 50, the peripheral wall 60, or the through hole 70 is provided in the oil disk 12 even under high peripheral speed conditions where it has been difficult to supply oil with a conventional oil ring or oil disk.
  • the lubricating oil can be stably supplied to the bearing unit 9A in the bearing device. Therefore, the application range of the bearing device can be expanded without using a forced oiling device, so that the pump installation area can be reduced, the cost can be reduced, and a pump with higher product competitiveness can be provided. It becomes.
  • the present invention is not limited to the above-described embodiments, and various modifications can be made within the scope of the technical idea described in the claims.
  • the outer peripheral side end face 51 and the peripheral wall 60 of the groove 50 provided in the oil disk 12 according to the operating conditions of the rotary machine such as the rotational speed of the rotary shaft 1 and the physical properties such as the viscosity of the lubricating oil.
  • the present invention can be applied to various types of rotating machines by appropriately designing the shape and size of the inner peripheral surface 61 or the outer peripheral side surface 71 of the through hole 70.
  • the present invention can be used for a bearing device that can appropriately supply lubricating oil to the bearing even when the diameter of the rotating shaft is increased or the rotating speed is increased. Further, the present invention can be used for a pump provided with such a bearing device.

Abstract

　本発明は、回転軸の周速が高速化した場合であっても、簡易な構成で潤滑油を適切な量で軸受へ安定的に供給することができる軸受装置に関する。　軸受装置は、回転軸（１）の荷重を受ける軸受ユニット（９Ａ）と、軸受ユニット（９Ａ）の下方に配置される潤滑油貯槽（１０）と、回転軸（１）と一体に回転することで、潤滑油貯槽（１０）に貯留される潤滑油をかき上げるオイルディスク（１２）と、を備える。オイルディスク（１２）は、軸受ユニット（９Ａ）を向いた側面（５２）を有し、該側面（５２）には溝（５０）が形成されている。溝（５０）の外周側端面（５１）は、回転軸（１）の軸方向と平行に延び、溝（５０）内の潤滑油の移動方向を、オイルディスク（１２）の半径方向から回転軸（１）の軸方向に変えるガイド面を構成する。

Description

軸受装置およびポンプ
　本発明は、横軸ポンプ等に用いられる軸受装置に係り、特に、回転軸が大径化したり、または回転速度が高速化しても、適切に潤滑油を軸受に供給することができる軸受装置に関する。また、本発明はこのような軸受装置を備えたポンプに関する。
　回転軸が水平に設置された横軸式の回転機械（例えば、横軸ポンプ）には、回転軸を回転自在に支持するために、回転軸の端部近傍に軸受装置が配置される。さらに、軸受を潤滑および冷却するための潤滑油が貯留される潤滑油貯槽が、軸受装置の内部または外部に設けられる。
　潤滑油貯槽から軸受へ潤滑油を供給する手段としては、外部動力を用いた強制給油装置、または外部動力を用いない自己潤滑装置が挙げられる。強制給油装置は、軸受装置の外部に配置された潤滑油貯槽から外部動力を用いて、軸受装置内部に配置された軸受に潤滑油を供給する。自己潤滑装置では、軸受装置内部で回転軸の下部に配置された潤滑油貯槽から回転軸の回転力を利用して潤滑油をかき上げて潤滑油を軸受へ供給する。
　強制給油装置の一例が、図１６および図１７に示される。図１６は、強制給油装置を用いる場合における軸受装置を示す断面図である。図１７は、強制給油装置の配管及び計器系統図である。
　図１６に示すように、横軸ポンプ１００の回転軸１は水平に延びており、回転軸１の端部は軸受９Ａ，９Ｂに回転自在に支持される。また、図１７に示されるように、回転軸１の端部は電動機２００に接続されており、横軸ポンプ１００の外部には強制給油装置２６が配置されている。軸受９Ａ，９Ｂには、強制給油装置２６から潤滑油が強制的に供給される。強制給油装置２６は、潤滑油ポンプ２１、フィルター２４、潤滑油冷却器２３、複数の油圧監視計器２５、および潤滑油タンク２２等の複数の構成機器を備えている。そのため、強制給油装置２６のコストが高くなってしまう。
　さらに、横軸ポンプやこの横軸ポンプを駆動するための電動機の設置スペースに加えて、強制給油装置の設置スペースが必要となる。結果として、ポンプシステム全体で必要とされる設置スペースが大型化してしまう。
　次に、自己潤滑装置を用いた従来の軸受装置を説明する。自己潤滑装置として、オイルリングを用いた方式、およびオイルディスクを用いた方式が従来から用いられている。
　図１８は、オイルリング方式の自己潤滑装置を用いた従来の軸受装置の一例を示す断面図である。図１８に示されるように、回転軸１の端部は軸受９Ａ，９Ｂに回転自在に支持される。潤滑油が貯留される潤滑油貯槽１０は、軸受９Ａ，９Ｂの下方に配置されている。この潤滑油貯槽１０内の潤滑油をかき上げるための自己潤滑装置として、オイルリング２０が設けられている。オイルリング２０は回転軸１の外周面を囲むように配置されており、回転軸１の回転に伴って回転する。そして、回転するオイルリング２０によって潤滑油貯槽１０内の潤滑油をかき上げることで、潤滑油を軸受９Ａ，９Ｂに供給する。このようなオイルリング２０を用いた自己潤滑装置は、オイルリング式自己潤滑装置として従来から知られている。
　しかしながら、このような従来のオイルリング式自己潤滑装置では、回転軸１の大径化または回転軸１の高速化などに起因して回転軸１の外周面の周方向速度（以下、単に周速という）が上昇すると、オイルリング２０の回転が回転軸１の回転に追随できなくなる。すなわち、回転軸１と比較してオイルリング２０の回転速度が大きく低下し、オイルリング２０は潤滑油を適切にかき上げられなくなる。結果として、所望の潤滑性能や冷却性能が得られなくなってしまう。
　一方で、回転軸に固定されるオイルディスクを用いたオイルディスク式自己潤滑装置では、オイルディスクが回転軸と共に回転するため、オイルディスクが回転軸の回転に追随できないという問題は発生しない。しかしながら、回転軸が高速で回転すると、オイルディスクにかき上げられる潤滑油に作用する遠心力が増大する。結果として、オイルディスクにかき上げられた潤滑油がオイルディスクの半径方向にのみ飛散してしまい、回転軸の軸方向にオイルディスクから離れて設置されている軸受に潤滑油を供給することができない。したがって、回転軸が大径化したり、または回転軸の回転速度が高速化したときに、従来の自己潤滑装置を軸受装置に適用することは困難であった。
　ところで、オイルディスクでかき上げた潤滑油を確実に軸受に導くための改良が加えられたオイルディスク式自己潤滑装置が従来から知られている。この改良されたオイルディスク式自己潤滑装置が図１９（ａ）および図１９（ｂ）に示される。図１９（ａ）は、オイルディスク方式の自己潤滑装置を用いた従来の軸受装置の一例を示す縦断面図であり、図１９（ｂ）は、図１９（ａ）におけるＡ部の拡大図である。図１９（ａ）および図１９（ｂ）に示されるオイルディスク式自己潤滑装置では、オイルディスク１１の外周端部に、凹部８０が設けられる。また、この凹部８０の外周端部から半径方向内側に突出する突出部８１が設けられている。オイルディスク１１にかき上げられた潤滑油は、凹部８０および突出部８１に保持され、軸受９の上方において突出部８１の下方に配置される油受８２に運ばれるようになっている。油受８２は、軸受９の中央部に潤滑油を導く給油孔８３に連結されている。凹部８０および突出部８１に保持された潤滑油は、油受８２に落下した後、給油孔８３を通って軸受９に達する。
　しかしながら、回転軸１の大径化や回転速度の高速化が進むと、凹部８０および突出部８１に保持される潤滑油に作用する遠心力が増大するので、図１９（ｂ）に示すように、潤滑油が凹部８０内に留まり続け、油受８２に落下できない。その結果、軸受９への潤滑油の供給が不足してしまうという新たな課題が生じることになる。
特開平６－１６５４３０号公報 特開平６－３４１４３７号公報
　本発明は上記の各種問題を鑑みてなされたものであり、回転軸の周速が高速化した場合であっても、簡易な構成で潤滑油を適切な量で軸受へ安定的に供給することができる軸受装置を提供することを目的とする。また、本発明はこのような軸受装置を備えたポンプを提供することを目的とする。
　上述した課題を解決するための本発明の一態様は、回転軸の荷重を受ける軸受ユニットと、前記軸受ユニットの下方に配置される潤滑油貯槽と、前記回転軸に固定されて該回転軸と一体に回転することで、前記潤滑油貯槽に貯留される潤滑油をかき上げるオイルディスクと、を備え、前記オイルディスクは、前記軸受ユニットを向いた側面を有し、該側面には溝が形成されており、前記溝の外周側端面は、前記回転軸の軸方向と平行に延びており、前記外周側端面は、前記溝内の前記潤滑油の移動方向を、前記オイルディスクの半径方向から前記回転軸の軸方向に変えるガイド面を構成し、前記外周側端面は、前記オイルディスクの前記側面に接続されていることを特徴とする軸受装置である。
　本発明の好ましい態様は、前記溝は、前記オイルディスクの軸心の周りに並ぶ複数の溝であることを特徴とする。
　本発明の好ましい態様は、前記外周側端面は、前記オイルディスクの中心からの距離が異なる大径部と小径部とで構成されていることを特徴とする。
　本発明の好ましい態様は、前記外周側端面は、前記回転軸の軸方向に対して斜めに傾斜した傾斜面を有することを特徴とする。
　本発明の他の態様は、回転軸の荷重を受ける軸受ユニットと、前記軸受ユニットの下方に配置される潤滑油貯槽と、前記回転軸に固定されて該回転軸と一体に回転することで、前記潤滑油貯槽に貯留される潤滑油をかき上げるオイルディスクと、を備え、前記オイルディスクは、前記軸受ユニットを向いた側面を有し、該側面には、前記軸受ユニットに向かって突出する周壁が前記回転軸の周りに設けられ、前記周壁の内周面は、前記回転軸の軸方向と平行に延びており、前記周壁の前記内周面は、前記オイルディスクの前記側面上の前記潤滑油の移動方向を、前記オイルディスクの半径方向から前記回転軸の軸方向に変えるガイド面を構成することを特徴とする軸受装置である。
　本発明の好ましい態様は、前記周壁の前記内周面は、前記オイルディスクの中心からの距離が異なる大径部と小径部とで構成されていることを特徴とする。
　本発明の好ましい態様は、前記周壁の前記内周面は、前記回転軸の軸方向に対して斜めに傾斜した傾斜面を有することを特徴とする。
　本発明の他の態様は、回転軸の荷重を受ける軸受ユニットと、前記軸受ユニットの下方に配置される潤滑油貯槽と、前記回転軸に固定されて該回転軸と一体に回転することで、前記潤滑油貯槽に貯留される潤滑油をかき上げるオイルディスクと、を備え、前記オイルディスクは、前記軸受ユニットを向いた第１の側面と、該第１の側面と反対側に位置する第２の側面と、前記第１の側面から前記第２の側面まで延びる複数の貫通孔とを有し、前記貫通孔の外周側表面は、前記回転軸の軸方向と平行に延びており、前記貫通孔の前記外周側表面は、前記オイルディスクの前記第１の側面および前記第２の側面に接続されていることを特徴とする軸受装置である。
　本発明の好ましい態様は、前記外周側表面は、前記オイルディスクの中心からの距離が異なる大径部と小径部とで構成されていることを特徴とする。
　本発明の好ましい態様は、前記外周側表面は、前記回転軸の軸方向に対して斜めに傾斜した傾斜面を有することを特徴とする。
　本発明の好ましい態様は、前記回転軸の荷重を受ける第２の軸受ユニットをさらに備え、前記第２の側面は前記第２の軸受ユニットを向いていることを特徴とする。
　本発明の他の態様は、回転軸と、前記回転軸に固定された羽根車と、回転軸を回転自在に支持する上記軸受装置と、を備えたことを特徴とするポンプである。
　本発明によれば、オイルディスクが高周速で回転することによりオイルディスクによってかき上げられた潤滑油に強大な遠心力が作用しても、オイルディスクに設けられた溝の外周側端面が、潤滑油の半径方向への移動を妨げる。その結果、潤滑油がオイルディスクの半径方向にのみ飛散してしまうことが防止される。さらに、溝の外周側端面は、回転軸の軸方向と平行に延びているので、この外周側端面は、遠心力を受けて半径方向外側に移動した潤滑油を、回転軸の軸方向と平行な方向に案内するガイド面として機能する。したがって、オイルディスクは、潤滑油を回転軸の軸方向に飛散させることができる。結果として、オイルディスクから回転軸の軸方向に離れて配置される軸受ユニットに安定して潤滑油を供給することが可能となる。これらの効果は、オイルディスクに周壁または貫通孔を設けた場合でも同様である。
　このように本発明によれば、従来のオイルリングやオイルディスクでは給油が困難であった高周速条件であっても、溝、周壁、または貫通孔といった簡易な構成で、軸受装置内の軸受ユニットに安定して潤滑油を供給することが可能となる。したがって、強制給油装置を用いなくても軸受装置の適用範囲が広がるので、ポンプの設置面積が縮小されると共に、コストダウンが図られ、より高い商品競争力を持ったポンプを提供することが可能となる。
本発明の一実施形態に係る軸受装置を備えた横軸単段ポンプの一例を示す断面図である。 本発明の一実施形態に係る軸受装置を備えた横軸多段ポンプの一例を示す断面図である。 本発明の一実施形態に係る自己潤滑式軸受装置の構造を示した断面図である。 本発明の一実施形態に係る自己潤滑式軸受装置のオイルディスクとガイドケーシングを模式的に示す拡大断面図である。 図５（ａ）は従来のオイルディスクの一例を示した平面図であり、図５（ｂ）は図５（ａ）に示すオイルディスクの縦断面図である。 従来のオイルディスクが高速回転した時の潤滑油の挙動を示す模式図であり、図６（ａ）はオイルディスクの平面図を示し、図６（ｂ）はオイルディスクの部分縦断面図を示す。 図７（ａ）は本発明の一実施形態に係るオイルディスクの平面図であり、図７（ｂ）は図７（ａ）に示すオイルディスクの縦断面図である。 図７（ｂ）に示したオイルディスクに設けられた溝を拡大して示す模式図である。 図９（ａ）および図９（ｂ）は、図７（ａ）および図７（ｂ）に示すオイルディスクが高速回転した時の潤滑油の挙動を示す模式図である。 図５（ａ）および図５（ｂ）に示される従来のオイルディスクを備えた軸受装置を用いて回転軸を回転させた場合と、図７（ａ）および図７（ｂ）に示すオイルディスクを備えた軸受装置を用いて回転軸を回転させた場合の軸受ユニットの温度を比較した実験データのグラフである。 図７（ａ）および図７（ｂ）に示されるオイルディスクの変形例を示す平面図である。 図１２（ａ）は本発明の別の実施形態に係るオイルディスクの平面図であり、図１２（ｂ）は図１２（ａ）に示すオイルディスクの縦断面図である。 図１３（ａ）は本発明のさらに別の実施形態に係るオイルディスクの平面図であり、図１３（ｂ）は図１３（ａ）に示すオイルディスクの部分縦断面図である。 図１４（ａ）乃至図１４（ｄ）は、溝の外周側端面の様々な変形例に係る断面形状を示す図である。 図１５（ａ）および図１５（ｂ）は、溝の外周側端面のさらに別の変形例に係る断面形状を示す図である。 強制給油装置を用いる場合における軸受装置を示す断面図である。 強制給油装置の配管及び計器系統図である。 オイルリング方式の自己潤滑装置を用いた従来の軸受装置の一例を示す断面図である。 図１９（ａ）は、オイルディスク方式の自己潤滑装置を用いた従来の軸受装置の一例を示す縦断面図であり、図１９（ｂ）は、図１９（ａ）におけるＡ部の拡大図である。
　以下、図面を参照して、本発明の実施形態について説明する。なお、本明細書では、ポンプの回転軸の回転中心軸に原点をおく極座標系を定義する。この極座標系において、回転軸の長手方向を軸方向と表し、軸方向に垂直な方向を半径方向と表し、回転軸の外周面まわりの方向を周方向と表す。
　図１は、本発明の一実施形態に係る軸受装置を備えた横軸単段ポンプの一例を示す断面図である。図１に示される回転機械としての横軸単段ポンプ１００は、羽根車２と、この羽根車２が固定される回転軸１とを有している。回転軸１は水平に延びている。回転軸１の一端は図示しない電動機などの駆動機に連結されており、この駆動機によって回転軸１および羽根車２が回転されるようになっている。また、回転軸１は、その両端部近傍に設けられた軸受装置９，９に回転自在に支持されている。
　羽根車２はポンプケーシング５内に配置されている。図１に示すポンプケーシング５はその内部に渦巻き室５ａを有しており、羽根車２は渦巻き室５ａの内部に配置されている。回転軸１の回転とともに羽根車２が回転すると、吸込口３から水などの液体が吸い込まれ、羽根車２と渦巻き室５ａの作用により液体の圧力が上昇されて、液体が吐出口４から吐き出される。
　図示した例における羽根車２は、その両側から液体を吸い込む両吸込構造を有している。羽根車２の液体入口には、口金２Ａ，２Ｂがそれぞれ取り付けられている。これら口金２Ａ，２Ｂの直径を互いに異なるように設計することで、圧力差によるスラスト力を回転軸１の一方向に作用させ、回転軸１を安定させた状態で回転させることができる。このスラスト力は、軸受装置９のスラスト軸受ユニット９Ａで支持されるようになっている。このスラスト軸受ユニット９Ａにはスラスト力が負荷として作用するので、適正な量の潤滑油をスラスト軸受ユニット９Ａに供給して、スラスト軸受ユニット９Ａを潤滑しながら冷却する必要がある。そのため、後述する本発明の一実施形態に係る軸受装置９が備えられている。軸受ユニット９Ａは、潤滑油貯槽１０の潤滑油により潤滑および冷却され、潤滑油貯槽１０内の潤滑油は、潤滑油貯槽１０に付属する冷却ジャケット２７により冷却されている。
　このスラスト軸受ユニット９Ａに加えて、回転軸１の両側端部近傍には２つのラジアル軸受ユニット９Ｂ，９Ｂが配置されている。これら２つのラジアル軸受ユニット９Ｂ，９Ｂと、１つのスラスト軸受ユニット９Ａの合計３つの軸受で回転軸１は支持される。本実施形態では、ラジアル軸受ユニット９Ｂ，９Ｂにはスリーブ型の軸受が用いられており、このスリーブ型のラジアル軸受ユニット９Ｂ，９Ｂには、オイルリング２０を備えた従来型の自己潤滑装置が採用されている。
　図２は、本発明の一実施形態に係る軸受装置を備えた横軸多段ポンプの一例を示す断面図である。図２に示される回転機械としての横軸多段ポンプ１００は、複数の羽根車２と、これら羽根車２が固定される回転軸１を有している。回転軸１は水平に延びている。複数の羽根車２は、回転軸１上に直列に配列されていて、これら羽根車２のそれぞれを囲むように複数のガイドベーン６が配置される。回転軸１の一端は図示しない電動機などの駆動機に連結されており、この駆動機によって回転軸１および羽根車２が回転されるようになっている。また、回転軸１は、その両端部近傍に設けられた軸受装置９，９に回転自在に支持されている。
　羽根車２はポンプケーシング５内に配置されている。回転軸１の回転とともに複数の羽根車２が回転すると、吸込口３から水などの液体が吸込まれ、羽根車２とガイドベーン６との作用により、液体の圧力が上昇されて液体が吐出口４から吐き出される。複数の羽根車２は同じ方向を向いて配列されているため、隣り合う羽根車２間の圧力差により生じるスラスト力が羽根車２の枚数分重なりあい、大きなスラスト力が発生する。このスラスト力は、横軸多段ポンプ１００内に設けられたバランス装置７により相殺されるが、過渡運転時などにはある程度のスラスト力が残留する。この残留スラスト力は、軸受装置９のスラスト軸受ユニット９Ａで支持される。このスラスト軸受ユニット９Ａには、残留スラスト力が負荷として作用するので、適正な量の潤滑油をスラスト軸受ユニット９Ａに供給して、スラスト軸受ユニット９Ａを潤滑しながら冷却する必要がある。
　このスラスト軸受ユニット９Ａに加えて、回転軸１の両側端部近傍には２つのラジアル軸受ユニット９Ｂ，９Ｂが配置されている。これら２つのラジアル軸受ユニット９Ｂ，９Ｂと、１つのスラスト軸受ユニット９Ａの合計３つの軸受で回転軸１は支持される。本実施形態では、ラジアル軸受ユニット９Ｂ，９Ｂにはスリーブ型の軸受が用いられており、このスリーブ型のラジアル軸受ユニット９Ｂ，９Ｂには、オイルリング２０を備えた従来型の自己潤滑装置が採用されている。これらの回転軸１の両端部近傍に配置される軸受装置９，９の構成は、図１に示した横軸単段ポンプと同様である。
　図１および図２に示した横軸ポンプ１００いずれの場合も、回転軸１はポンプケーシング５を貫通して延びている。回転軸１とポンプケーシング５との間の隙間は、メカニカルシールなどの軸封装置８，８によってシールされている。したがって、羽根車２によって昇圧された液体が軸受装置９，９に浸入することはない。
　図３は、本発明の一実施形態に係る自己潤滑式軸受装置の構造を示した断面図である。この自己潤滑式軸受装置は、図１または図２で示した横軸ポンプ１００に用いられる。図３に示されるように、この軸受装置９は、水平に延びる回転軸１の軸方向荷重および半径方向荷重を受けるスラスト軸受ユニット９Ａと、回転軸１の半径方向荷重を受けるラジアル軸受ユニット９Ｂと、を有する。スラスト軸受ユニット９Ａには複数のアンギュラ玉軸受が使用される。
　スラスト軸受ユニット９Ａおよびラジアル軸受ユニット９Ｂの下方には、潤滑油貯槽１０が配置されており、この潤滑油貯槽１０に貯留される潤滑油の自由表面（潤滑油面）が、符号１０Ａが付された点線で示されている。なお、潤滑油貯槽１０内の自由表面１０Ａが一定になるように、潤滑油量は管理されている。潤滑油貯槽１０の下方には冷却ジャケット２７が設けられており、冷却ジャケット２７を流れる冷却液によって潤滑油貯槽１０内の潤滑油が冷却される。冷却ジャケット２７の代わりにフィンつきの空冷構造を採用してもよい。あるいは、潤滑油貯槽１０内に、フィン付冷却液チューブを挿入して潤滑油を直接冷やす構造としてもよい。
　軸受装置９には、オイルディスク１２がスラスト軸受ユニット９Ａとラジアル軸受ユニット９Ｂの間に備えられ、回転軸１に固定される。オイルディスク１２は回転軸１に固定されるので、回転軸１と常に同じ回転速度で回転する。オイルディスク１２の下部は、潤滑油貯槽１０内の潤滑油に浸漬されており、回転軸１の回転に伴い、オイルディスク１２が回転し潤滑油貯槽１０に貯留される潤滑油をかき上げる。図３に示すように、軸受装置９は、オイルディスク１２によりかき上げられた潤滑油が軸受装置内の不必要な領域に飛散することを防止するために、ガイドケーシング１５を有する。
　図４は、オイルディスク１２とガイドケーシング１５を示す拡大断面図である。図４に示されるように、ガイドケーシング１５は、オイルディスク１２の両側面から対向して配置された、２つの環状のガイドディスク１５Ａ，１５Ｂからなる。ガイドディスク１５Ａ，１５Ｂによりオイルディスク１２の両側面および外周面が覆われ、軸受装置９内に収納される。図４に示される実施形態では、ガイドケーシング１５は、オイルディスク１２の周縁部（外周面を含む領域）を挟み込むように構成された２つのガイドディスク１５Ａ，１５Ｂにより構成されているが、オイルディスク１２の周縁部を包み込むような１つの構成部材により構成されていてもよい。
　ガイドディスク１５Ａ，１５Ｂの内面は、オイルディスク１２の両側面および外周面に近接して配置され、これらガイドディスク１５Ａ，１５Ｂの内面は、オイルディスク１２の両側面および外周面に対向している。オイルディスク１２とガイドケーシング１５との間には軸方向の隙間Ｗ１と半径方向の隙間Ｗ２が形成されている。軸方向の隙間（クリアランス）Ｗ１は、オイルディスク１２の側面とガイドケーシング１５との間の隙間であり、半径方向の隙間（クリアランス）Ｗ２は、オイルディスク１２の外周面とガイドケーシング１５との間の隙間である。
　これら隙間Ｗ１，Ｗ２は、用いられる潤滑油の粘度、温度、および回転軸１の回転速度などのポンプ運転条件等に基づいて、好適に設計し設定される。オイルディスク１２にかき上げられた潤滑油は潤滑油通路１７を通ってスラスト軸受ユニット９Ａに導かれる。
　ガイドケーシング１５の、オイルディスク１２の側面に対向する内面（内側の側面）には、潤滑油導入溝１６が設けられている。潤滑油導入溝１６の上端部分は潤滑油通路１７に接続されており、また、潤滑油導入溝１６はオイルディスク１２の側面に近接して配置されている。
　図５（ａ）は従来のオイルディスクの一例を示した平面図であり、図５（ｂ）は図５（ａ）に示すオイルディスクの縦断面図である。図５（ａ）および図５（ｂ）に示されるように、従来のオイルディスク１０１の各側面には、当該オイルディスク１０１の半径方向に延びる４つのラジアル溝１４が設けられる。これらラジアル溝１４はオイルディスク１０１の外周面まで延びており、各ラジアル溝１４の外側端部はオイルディスク１０１の外周面上にある。オイルディスク１０１が回転すると、オイルディスク１０１の両側面に形成されたラジアル溝１４によって潤滑油が保持され、かき上げられる。
　図６（ａ）および図６（ｂ）は、オイルディスク１０１が高速回転した時の潤滑油の挙動を示す模式図である。より詳しくは、図６（ａ）はオイルディスク１０１の平面図を示し、図６（ｂ）はオイルディスク１０１の部分縦断面図を示す。この図６（ａ）および図６（ｂ）を参照して、オイルディスク１０１の回転速度が増加した場合に、オイルディスク１０１の表面に付着してかき上げられる潤滑油の挙動について説明する。
　オイルディスク１０１の表面に付着した潤滑油には、重力、表面張力、および摩擦力に加えて、オイルディスク１０１の回転に伴って発生する遠心力が作用する。この遠心力は、潤滑油の質量およびオイルディスク１０１の中心から潤滑油までの距離に比例し、かつオイルディスク１０１の角速度の二乗に比例する。
　オイルディスク１０１の回転速度が低い場合は、オイルディスク１０１に付着した潤滑油は、その位置を大きく変えることなく、オイルディスク１０１に保持されたまま回転される。オイルディスク１０１の回転速度を上昇させると、オイルディスク１０１に付着した潤滑油に作用する遠心力が大きくなっていき、潤滑油はオイルディスク１０１の半径方向外側へ移動する。そのため、オイルディスク１０１の外周縁に、潤滑油が比較的多く溜まる。したがって、図５（ａ）および図５（ｂ）に示されるような複数のラジアル溝１４を有するオイルディスク１０１は、その外周縁に潤滑油を多く溜めながら、オイルディスク１０１の頂部まで潤滑油を運ぶことができる。
　しかしながら、回転速度がさらに増加していくと、オイルディスク１０１上の潤滑油に作用する重力、表面張力、および摩擦力に対して、遠心力が支配的となる。そのため表面張力、粘性による摩擦力、および重力に関係なく、オイルディスク１０１の表面に付着した潤滑油は、オイルディスク１０１の半径方向外側へ飛散する傾向が強まる。すなわち、オイルディスク１０１の回転速度が非常に高い場合、回転軸１の軸方向に潤滑油を飛散させることができなくなるので、軸受ユニット９Ａに充分な量の潤滑油を供給することができなくなる。
　例えば、ポンプ運転条件として、オイルディスクの半径ｒが９０ｍｍであり、回転軸１の回転速度（すなわち、回転軸１に固定されているオイルディスク１０１の回転速度）が３６００ｍｉｎ－１である場合を想定する。この場合、ポンプ運転時においてオイルディスク１０１に発生する遠心力の遠心加速度ｒω２は、下記の式（１）に示されるように重力加速度の１３００倍よりも大きくなる。
　　　遠心加速度／重力加速度　＝　ｒω２／９．８
　　　　　＝　（９０／１０００）・（２π×３６００／６０）２／９．８
　　　　　≒　１３０４　・・・　（１）
　すなわち、オイルディスク１０１の表面に付着した潤滑油には、重力加速度の１３００倍よりも大きな加速度を伴う遠心力が生じることになるので、この遠心力が支配的になる。
　オイルディスク１０１の表面に付着している潤滑油は、表面張力および摩擦力によりオイルディスク１０１の表面に留まり続けようとする。しかしながら、上述したような遠心力が支配的な状態では、オイルディスク１０１の表面に付着している潤滑油は、重力、表面張力、および摩擦力を遥かに凌ぐ巨大な遠心力により、オイルディスク１０１の半径方向外側へ移動させられてしまう。
　オイルディスク１０１の回転により発生する遠心力は、オイルディスク１０１の全周において作用する。したがって、潤滑油貯槽１０からかき出されてオイルディスク１０１の表面に付着した潤滑油は、図６（ａ）に示されるように、潤滑油貯槽１０の自由表面１０Ａ上に現れた後に直ちに強力な遠心力によりオイルディスク１０１の半径方向外側へ飛散してしまう。そのため、遠心力が支配的になる高速回転状態では、図５（ａ）および図５（ｂ）に示されるような従来のオイルディスク１０１は、潤滑油をオイルディスク１０１の頂部までほとんどかき上げることができない。オイルディスク１０１が充分な量の潤滑油をかき上げられないと、回転軸１の軸方向に離れて配置される軸受ユニット９Ａに潤滑油を供給することができない。
　上述の問題を解決することができるオイルディスク１２の一実施形態が図７（ａ）、図７（ｂ）および図８に示される。図７（ａ）は本発明の一実施形態に係るオイルディスク１２の平面図であり、図７（ｂ）は図７（ａ）に示すオイルディスク１２の縦断面図である。図８は図７（ｂ）に示すオイルディスク１２の一部を拡大して示す模式図である。
　図７（ａ）および図７(ｂ)に示すように、本実施形態のオイルディスク１２は、回転軸１の軸方向に垂直な側面５２を有している。この側面５２には、オイルディスク１２の軸心（すなわち、回転軸１）の周りに等間隔で並ぶ複数の（図示した例では３つの）溝５０が設けられている。各溝５０は、オイルディスク１２の周方向に延びる円弧状に形成される。溝５０の深さｄは、オイルディスク１２の側面５２から溝５０の底面５６までの距離である。図７（ｂ）および図８に示すように、溝５０の外周側端面５１は、回転軸１の軸方向と平行に延びている。この外周側端面５１は、オイルディスク１２の側面５２と直角に接続される。オイルディスク１２は、その側面５２が軸受ユニット９Ａ（図３参照）を向くように配置される。
　図７（ａ）に示されるように、本実施形態の溝５０は、オイルディスク１２の側面５２に３つ設けられている。したがって、オイルディスク１２の側面５２には、溝５０が設けられない部分５５が存在する。溝が設けられない部分５５の領域が大きくなりすぎると、オイルディスク１２の側面５２が平面的な従来のオイルディスク１０１に近づくので、この実施形態の優位性（後述する）が得られなくなる。したがって、隣接する溝５０の端部間の角度θの総和は、オイルディスク１２の全周（すなわち、３６０°）の４０％以下であることが好ましく、さらに好ましくは３０％以下である。
　なお、溝５０を、オイルディスク１２の側面５２の全周にわたって延びる１本の溝として構成してもよい。この場合、潤滑油が溝５０に適切に保持されない懸念（すなわち、潤滑油の濡れ性に対する懸念）があるので、好ましくは、溝５０の表面粗さ、またはオイルディスク１２の材質を適切に選択することにより、潤滑油の溝５０に対する濡れ性を調整する。
　本実施形態では、溝５０は、オイルディスク１２の一方の側面５２に形成されている。溝５０を、軸受ユニット９Ａに対面する側面（第１の側面）５２および軸受ユニット９Ｂに対面する側面（第２の側面）５２の両方に設けてもよい。この場合、潤滑油は、オイルディスク１２の両側面５２，５２によってかき上げられ、オイルディスク１２の両側に配置された２つの軸受ユニット９Ａ，９Ｂに供給される。オイルディスク１２の両側面５２，５２に溝５０を設ける代わりに、後述する貫通孔をオイルディスク１２に設けてもよい。
　このような構成のオイルディスク１２を回転させると、図８に示すように、溝５０内の潤滑油は、遠心力の作用により、溝５０の外周側端面５１に押し付けられる。遠心力により外周側端面５１に押付けられた潤滑油は、オイルディスク１２の半径方向外側に向かうことができない。すなわち、外周側端面５１は、潤滑油の半径方向への移動を妨げ、潤滑油がオイルディスク１２の半径方向にのみ飛散してしまうことを防止することができる。
　さらに、溝５０の外周側端面５１は、回転軸１の軸方向と平行に延びているので、遠心力を受けてオイルディスク１２の半径方向外側に移動した潤滑油は、溝５０の外周側端面５１に衝突することで回転軸１の軸方向に移動方向を変更して、その後、オイルディスク１２を離れる。その結果、潤滑油を、外周側端面５１が延びる方向でかつ溝５０が開口している方向、すなわち、回転軸１の軸方向に飛散させることができる。このように、外周側端面５１は、溝５０内の潤滑油の移動方向を、オイルディスク１２の半径方向から回転軸１の軸方向に変えるガイド面として機能する。
　回転軸１の軸方向へ飛散する潤滑油の速度成分は、強大な遠心力によって潤滑油に生じた半径方向への動圧、または外周側端面５１により高められた潤滑油の静圧が、外周側端面５１により半径方向から軸方向の動圧へ変換されることにより生じる。そのため、強大な遠心力が作用する潤滑油の飛散速度は、非常に高速になる。潤滑油が飛散する方向は、回転軸１の軸方向に対する溝５０の外周側端面５１の角度に影響される。オイルディスク１２から回転軸１の軸方向に離れて配置される軸受ユニット９Ａにもっとも効果的に潤滑油を供給するためには、外周側端面５１は、回転軸１の軸方向に平行（すなわち、オイルディスク１２の側面５２に垂直）に延びていることが好ましい。すなわち、この外周側端面５１は、オイルディスク１２の側面５２と直角に接続されるのが好ましい。
　図９（ａ）および図９（ｂ）を参照して、回転軸１の軸方向に飛散する潤滑油の挙動について説明する。図９（ａ）および図９（ｂ）は、図７（ａ）および図７（ｂ）に示すオイルディスク１２が高速回転した時の潤滑油の挙動を示す模式図である。より詳しくは、図９（ａ）はオイルディスク１２の平面図であり、図９（ｂ）はオイルディスク１２の部分縦断面図である。
　図９（ａ）に示すように、オイルディスク１２に設けられた溝５０が潤滑油貯槽１０内の潤滑油に没すると、潤滑油は、溝５０の外周側端面５１および底面５６に付着する。オイルディスク１２が回転することにより、溝５０が潤滑油の自由表面１０Ａよりも上に現れると、溝５０内の潤滑油は、遠心力の作用を受けて半径方向外側へ移動する。溝５０内で半径方向外側に移動した潤滑油は、外周側端面５１に衝突し、外周側端面５１よりも半径方向外側に移動することができない。その結果、潤滑油が溝５０に保持される。溝５０の外周側端面５１に衝突した潤滑油は、回転軸１の軸方向に平行な外周側端面５１に沿って移動方向を変更し、オイルディスク１２の溝５０から回転軸１の軸方向に飛散する。飛散した潤滑油は、図４に示すガイドケーシング１５に設けられた潤滑油導入溝１６を介して潤滑油通路１７に流れ込む。その結果、潤滑油は、オイルディスク１２から回転軸１の軸方向に離れて配置された軸受ユニット９Ａに安定して供給される。
　以上まとめると、オイルディスク１２に付着した潤滑油に強大な遠心力が作用しても、溝５０の外周側端面５１によりこの潤滑油がオイルディスク１２の半径方向外側へ飛散することが防止される。さらに、溝５０の外周側端面５１は、回転軸１の軸方向に平行に延びているので、遠心力によってオイルディスク１２の半径方向に移動してきた潤滑油は、外周側端面５１によりその移動方向を変更されて、回転軸１の軸方向に飛散する。
　溝５０に保持される潤滑油量、すなわち、オイルディスク１２から回転軸１の軸方向に飛散する潤滑油量は、溝５０の深さｄに依存して変わる。したがって、溝５０の深さｄを適切に設定することにより、軸受ユニット９Ａに供給される潤滑油量を最適化することが可能になる。結果として、軸受ユニット９Ａへの過度な潤滑油供給による軸受の転がり摩擦の増大、さらにそれを原因とする軸受の発熱を抑制することができる。
　上述した実施形態に係るオイルディスク１２と、図５（ａ）および図５（ｂ）に示した従来のオイルディスク１０１とを、図３に示される軸受装置に組み込んで回転軸１を回転させたときの軸受ユニット９Ａの温度変化を測定する実験を行った。図１０に、実験結果が示される。図１０において、縦軸は軸受ユニット９Ａの温度を表し、横軸は回転軸１を回転させている運転時間を表す。回転軸１の回転速度は、３６００ｍｉｎ－１に設定した。また、オイルディスク１０１，１２とガイドケーシング１５との間の隙間Ｗ１とＷ２（図４参照）は、それぞれ４ｍｍと１０ｍｍに設定した。さらに、軸受装置のガイドケーシング１５を透明アクリル樹脂で制作し、軸受装置内の潤滑油の流動状態を観察した。
　図１０に示されるように、従来のオイルディスク１０１を組み込んだ軸受装置では、軸受ユニット９Ａの温度が運転開始から急峻に上昇し続けた。これに対し、本実施形態に係るオイルディスク１２を組み込んだ軸受装置では、３５℃付近で温度上昇が止まり、温度平衡状態となった。
　また、運転中の潤滑油の流動状態の観察を行った。従来のオイルディスク１０１では、オイルディスク１０１の半径方向に潤滑油が飛散してしまい、軸受ユニット９Ａへ潤滑油が供給されない状態が観察された。これに対して、本実施形態に係るオイルディスク１２では、回転軸１の軸方向へ潤滑油が飛散し、軸受ユニット９Ａに潤滑油が供給される状態が観察された。
　この実験結果から、従来のオイルディスク１０１は、潤滑油を軸受ユニット９Ａに適切に供給することができなかったために、潤滑不足、それに伴う発熱、及び冷却不足が発生していたことが分かる。これに対し、本実施形態に係るオイルディスク１２は、潤滑油を軸受ユニット９Ａに適切に供給することができたので、適切な潤滑、発熱抑制、および冷却が促進されたと考えられる。
　次に、オイルディスク１２の変形例を、図１１を参照して説明する。図１１は、図７（ａ）に示されるオイルディスク１２の変形例を示す平面図である。
　図１１に示されるように、この実施形態では、溝５０の外周側端面５１が、オイルディスク１２の中心からの距離が比較的大きい大径部５７と、オイルディスク１２の中心からの距離が比較的小さい小径部５８とで構成され、これら大径部５７と小径部５８が交互に複数連続してつながっている。大径部５８におけるオイルディスク１２の中心から外周側端面５１までの距離をｒ１とし、小径部５７におけるオイルディスク１２の中心から外周側端面５１までの距離をｒ２とすると、ｒ１はｒ２よりも大きい。上述したように、オイルディスク１２上に付着した潤滑油には、オイルディスク１２上の半径位置に比例した遠心力が作用する。したがって、図１１に示した実施形態によれば、大径部５７における潤滑油に作用する遠心力と、小径部５８における潤滑油に作用する遠心力とを異ならせることができる。その結果、大径部５７から飛散する潤滑油の飛散距離と、小径部５８から飛散する潤滑油の飛散距離とを、回転軸１の軸方向に異ならせることができるので、回転軸１の軸方向において広範囲に潤滑油を供給することができる。
　オイルディスク１２は高速で回転しているため、溝５０の外周側端面５１に保持されている潤滑油量は、オイルディスク１２の周方向に対して一様ではない。したがって、図１１に示す実施形態では、運転条件次第で、潤滑油を溝５０の大径部５７における角部７２に偏って保持させることができる。溝５０に設けられる大径部５７の数（すなわち、角部７２の数）は適宜選択することが可能であるため、オイルディスク１２の溝５０に保持される潤滑油量を調整できる。結果として、軸受ユニット９Ａへ供給する潤滑油量を調整することが可能となる。
　溝５０を設ける代わりに、図１２（ａ）および図１２（ｂ）に示されるように、オイルディスク１２の側面５２から軸受ユニット９Ａに向かって回転軸１の軸方向に突出する周壁６０を設けてもよい。図１２（ａ）は本発明の別の実施形態に係るオイルディスク１２の平面図であり、図１２（ｂ）は図１２（ａ）に示すオイルディスク１２の縦断面図である。溝５０の外周側端面５１と同様に、この周壁６０の内周面６１は、回転軸１の軸方向と平行に延びる。オイルディスク１２の側面５２から回転軸１の軸方向に突出する周壁６０を設けることによっても、溝５０と同様の効果が得られる。すなわち、オイルディスク１２の側面５２に付着した潤滑油は、強大な遠心力により半径方向外側に移動し、周壁６０の内周面６１によりその移動を妨げられる。これにより、オイルディスク１２の半径方向外側への潤滑油の飛散が防止される。さらに、周壁６０に衝突した潤滑油は、回転軸１の軸方向と平行な内周面６１により移動方向を変えられるので、潤滑油を回転軸１の軸方向へ飛散させることができる。このように、内周面６１は、側面５２上の潤滑油の移動方向をオイルディスク１２の半径方向から回転軸１の軸方向に変えるガイド面を構成する。なお、周壁６０の内周面６１を、図１１に示した実施形態のように、大径部５７と小径部５８とで構成してもよい。
　図１３（ａ）は本発明のさらに別の実施形態に係るオイルディスク１２の平面図であり、図１３（ｂ）は図１３（ａ）に示すオイルディスク１２の部分縦断面図である。図１３（ａ）および図１３（ｂ）に示される実施形態では、オイルディスク１２には、該オイルディスク１２の一方の側面（第１の側面）５２から他方の側面（第２の側面）５２まで貫通する複数の貫通孔７０が設けられる。これら貫通孔７０は、オイルディスク１２の軸心（すなわち、回転軸１）の周りに等間隔で配置されており、各貫通孔７０は、オイルディスク１２の周方向に延びている。貫通孔７０の外周側表面７１は、オイルディスク１２の両側面５２，５２に接続されている。貫通孔７０は、その外周側表面７１が回転軸１の軸方向と平行に延びている点で、図７（ａ）および図７（ｂ）に示される実施形態のオイルディスク１２の溝５０と同じであるが、溝５０の底面５６をなくした点で異なる。
　貫通孔７０の外周側表面７１は、溝５０の外周側端面５１と同様の効果を発揮する。すなわち、貫通孔７０の外周側表面７１によって、高速で回転するオイルディスク１２によってかき上げられた潤滑油の、オイルディスク１２の半径方向への飛散が防止される。さらに、貫通孔７０の外周側表面７１によって、潤滑油は、その移動方向を回転軸１の軸方向へ転換し、オイルディスク１２から回転軸１の軸方向に飛散する。このように、外周側表面７１は、潤滑油の移動方向をオイルディスク１２の半径方向から回転軸１の軸方向に変えるガイド面を構成する。
　図１３（ｂ）に示すように、貫通孔７０を設けたことにより、オイルディスク１２によってかき上げられた潤滑油を、オイルディスク１２の両側面５２，５２から回転軸１の軸方向へ飛散させることができる。したがって、軸受装置内でオイルディスク１２の両側に配置されたスラスト軸受ユニット９Ａおよびラジアル軸受ユニット９Ｂの両方に潤滑油を供給することができる。また、オイルディスク１２の厚さ、および貫通孔７０の周方向長さを適切に設計することにより、貫通孔７０に保持される潤滑油量を最適化することが可能となるので、軸受ユニット９Ａ，９Ｂへの潤滑油の供給量を最適化することができる。なお、貫通孔７０の外周側表面７１を、図１１に示した実施形態のように、大径部５７と小径部５８とで構成してもよい。
　図１４（ａ）乃至図１４（ｄ）は、溝５０の外周側端面５１の様々な変形例に係る断面形状を示す図である。図１４（ａ）乃至図１４（ｄ）に示される外周側端面５１は、回転軸１の軸方向に対して斜めに傾斜した傾斜面を有している。すなわち、図１４（ａ）に示す溝５０の外周側端面５１は、側面（第１の側面）５２に向かって外側に傾斜する傾斜面５１ａを有する。この傾斜面５１ａは、オイルディスク１２の側面５２に接続される。このような傾斜面５１ａによって、溝５０の外周側端面５１から飛散する潤滑油には、オイルディスク１２の半径方向外側に向かう速度成分が加えられる。したがって、傾斜面５１ａの傾斜角度を調整することにより、回転軸１の軸方向へ飛散する潤滑油の飛散距離を調整することができる。
　図１４（ｂ）に示す溝５０の外周側端面５１は、側面５２に向かって外側に傾斜する傾斜面５１ａを有し、さらに溝５０の底面５６から側面５２に向かって内側に傾斜する傾斜面５１ｂを有している。傾斜面５１ａは、オイルディスク１２の側面５２に接続され、傾斜面５１ｂは、底面５６に接続されている。このような傾斜面５１ｂを設けることによって、溝５０内を半径方向外側に移動した潤滑油が回転軸１の軸方向に方向転換しづらくなるので、回転軸１の軸方向に飛散する潤滑油量および飛散タイミングを調整することができる。また、図１４（ａ）に示される実施形態で説明したように、傾斜面５１ａによって、溝５０の外周側端面５１から飛散する潤滑油には、オイルディスク１２の半径方向外側に向かう速度成分が加えられる。したがって、傾斜面５１ａの傾斜角度を調整することにより、回転軸１の軸方向へ飛散する潤滑油の飛散距離を調整することができる。
　図１４（ｃ）に示される溝５０の外周側端面５１は、溝５０の底面５６から側面５２に向かって外側に傾斜する傾斜面５１ｃを有している。この傾斜面５１ｃは、底面５６に接続されている。図１４（ｄ）に示される溝５０の外周側端面５１は、溝５０の底面５６から側面５２に向かって内側に傾斜する傾斜面５１ｄを有している。この傾斜面５１ｄは、底面５６に接続されている。
　図１４（ｃ）に示される断面形状は、溝５０内の潤滑油の移動方向がオイルディスク１２の半径方向から回転軸１の軸方向へ容易に変更可能な断面形状である。これに対して、図１４（ｄ）に示される断面形状は、溝５０内の潤滑油の回転軸１の軸方向への方向転換が困難な断面形状である。このように、溝５０内の潤滑油がオイルディスク１２の半径方向から回転軸１の軸方向へ方向転換する容易さを制御することにより、潤滑油を飛散させるタイミングおよび飛散する量を調整することができる。図１４（ｃ）および図１４（ｄ）に示される断面形状は、軸受装置内に配置された他の構成要素により、潤滑油の飛散タイミングおよび飛散量を調整したいときに、有効な断面形状である。
　図１５（ａ）および図１５（ｂ）は、溝５０の外周側端面５１のさらに別の変形例に係る断面形状を示す図である。図１５（ａ）は、溝５０の外周側端面５１にオイルディスク１２の周方向に延びる溝５９が設けられた断面形状を示す。図示した例の溝５９は２本設けられているが、１本または３本以上の溝５９を設けてもよい。溝５９を設けることにより、溝５０の外周側端面５１に保持される潤滑油量を調整することができるので、軸受ユニット９Ａへ供給される潤滑油量を調整することができる。
　図１５（ｂ）は、溝５０の外周側端面５１が、半径方向外側に凹んだ曲面から構成される断面形状を示す。外周側端面５１を曲面形状とすることにより、溝５０の外周側端面５１に保持される潤滑油量を調整することができるので、軸受ユニット９Ａへ供給される潤滑油量を調整することができる。
　図１４（ａ）乃至図１４（ｄ）に示される断面形状、および図１５（ａ）および図１５（ｂ）に示される断面形状を、図１２（ａ）および図１２（ｂ）に示す周壁６０の内周面６１に適用してもよい。また、図１４（ａ）乃至図１４（ｄ）に示される断面形状、および図１５（ａ）および図１５（ｂ）に示される断面形状を、図１３（ａ）および図１３（ｂ）に示す貫通孔７０の外周側表面７１に適用してもよい。
　これまで説明してきた実施形態によれば、従来のオイルリングやオイルディスクでは給油が困難であった高周速条件であっても、溝５０、周壁６０、または貫通孔７０をオイルディスク１２に設けるといった簡易な構成で、軸受装置内の軸受ユニット９Ａに安定して潤滑油を供給することが可能となる。したがって、強制給油装置を用いなくても軸受装置の適用範囲が広がるので、ポンプの設置面積が縮小されると共に、コストダウンが図られ、より高い商品競争力を持ったポンプを提供することが可能となる。
　以上本発明の実施形態について説明したが、本発明は上記実施形態に限定されるものではなく、特許請求の範囲に記載された技術的思想の範囲内において種々の変形が可能である。言及するまでもないが、回転軸１の回転速度などの回転機械の運転条件、および潤滑油粘度などの物性値に応じて、オイルディスク１２に設けられた溝５０の外周側端面５１、周壁６０の内周面６１、または貫通孔７０の外周側表面７１の形状および大きさなどを適宜設計することにより、様々なタイプの回転機械に本発明を適用することができる。
　本発明は、回転軸が大径化したり、または回転速度が高速化しても、適切に潤滑油を軸受に供給することができる軸受装置に利用可能である。また、本発明はこのような軸受装置を備えたポンプに利用可能である。
　　　１　　回転軸
　　　２　　羽根車
　　　３　　吸込口
　　　４　　吐出口
　　　５　　ポンプケーシング
　　　６　　ガイドベーン
　　　７　　バランス装置
　　　８　　軸封装置（メカニカルシール）
　　　９　　軸受装置
　　　９Ａ　スラスト軸受ユニット
　　　９Ｂ　ラジアル軸受ユニット
　　１０　　潤滑油貯槽
　　１０Ａ　自由表面（潤滑油面）
　　１１，１２，１０１　　オイルディスク
　　１４　　ラジアル溝
　　１５　　ガイドケーシング
　　１６　　潤滑油導入溝
　　１７　　潤滑油通路
　　２０　　オイルリング
　　２１　　油ポンプ
　　２２　　油タンク
　　２３　　油冷却器
　　２４　　フィルター
　　２５　　監視計器
　　２６　　強制給油装置
　　２７　　冷却ジャケット
　　５０　　溝
　　５１　　外周側端面
　　５１ａ，５１ｂ，５１ｃ，５１ｄ　傾斜面
　　５２　　側面
　　５５　　溝が設けられない部分
　　５６　　底面
　　５７　　大径部
　　５８　　小径部
　　５９　　溝
　　６０　　周壁
　　６１　　内周面
　　７０　　貫通孔
　　７１　　外周側表面
　　７２　　角部
　　８０　　凹部
　　８１　　突出部
　１００　　横軸ポンプ（回転機械）
　２００　　電動機

Claims (12)

  1. 　回転軸の荷重を受ける軸受ユニットと、
    　前記軸受ユニットの下方に配置される潤滑油貯槽と、
    　前記回転軸に固定されて該回転軸と一体に回転することで、前記潤滑油貯槽に貯留される潤滑油をかき上げるオイルディスクと、を備え、
    　前記オイルディスクは、前記軸受ユニットを向いた側面を有し、該側面には溝が形成されており、
    　前記溝の外周側端面は、前記回転軸の軸方向と平行に延びており、
    　前記外周側端面は、前記溝内の前記潤滑油の移動方向を、前記オイルディスクの半径方向から前記回転軸の軸方向に変えるガイド面を構成し、
    　前記外周側端面は、前記オイルディスクの前記側面に接続されていることを特徴とする軸受装置。
  2. 　前記溝は、前記オイルディスクの軸心の周りに並ぶ複数の溝であることを特徴とする請求項１に記載の軸受装置。
  3. 　前記外周側端面は、前記オイルディスクの中心からの距離が異なる大径部と小径部とで構成されていることを特徴とする請求項１または２に記載の軸受装置。
  4. 　前記外周側端面は、前記回転軸の軸方向に対して斜めに傾斜した傾斜面を有することを特徴とする請求項１乃至３のいずれか一項に記載の軸受装置。
  5. 　回転軸の荷重を受ける軸受ユニットと、
    　前記軸受ユニットの下方に配置される潤滑油貯槽と、
    　前記回転軸に固定されて該回転軸と一体に回転することで、前記潤滑油貯槽に貯留される潤滑油をかき上げるオイルディスクと、を備え、
    　前記オイルディスクは、前記軸受ユニットを向いた側面を有し、該側面には、前記軸受ユニットに向かって突出する周壁が前記回転軸の周りに設けられ、
    　前記周壁の内周面は、前記回転軸の軸方向と平行に延びており、
    　前記周壁の前記内周面は、前記オイルディスクの前記側面上の前記潤滑油の移動方向を、前記オイルディスクの半径方向から前記回転軸の軸方向に変えるガイド面を構成することを特徴とする軸受装置。
  6. 　前記周壁の前記内周面は、前記オイルディスクの中心からの距離が異なる大径部と小径部とで構成されていることを特徴とする請求項５に記載の軸受装置。
  7. 　前記周壁の前記内周面は、前記回転軸の軸方向に対して斜めに傾斜した傾斜面を有することを特徴とする請求項５または６に記載の軸受装置。
  8. 　回転軸の荷重を受ける軸受ユニットと、
    　前記軸受ユニットの下方に配置される潤滑油貯槽と、
    　前記回転軸に固定されて該回転軸と一体に回転することで、前記潤滑油貯槽に貯留される潤滑油をかき上げるオイルディスクと、を備え、
    　前記オイルディスクは、前記軸受ユニットを向いた第１の側面と、該第１の側面と反対側に位置する第２の側面と、前記第１の側面から前記第２の側面まで延びる複数の貫通孔とを有し、
    　前記貫通孔の外周側表面は、前記回転軸の軸方向と平行に延びており、
    　前記貫通孔の前記外周側表面は、前記オイルディスクの前記第１の側面および前記第２の側面に接続されていることを特徴とする軸受装置。
  9. 　前記外周側表面は、前記オイルディスクの中心からの距離が異なる大径部と小径部とで構成されていることを特徴とする請求項８に記載の軸受装置。
  10. 　前記外周側表面は、前記回転軸の軸方向に対して斜めに傾斜した傾斜面を有することを特徴とする請求項８または９に記載の軸受装置。
  11. 　前記回転軸の荷重を受ける第２の軸受ユニットをさらに備え、
    　前記第２の側面は前記第２の軸受ユニットを向いていることを特徴とする請求項８乃至１０のいずれか一項に記載の軸受装置。
  12. 　回転軸と、
    　前記回転軸に固定された羽根車と、
    　回転軸を回転自在に支持する請求項１乃至１１のいずれか一項に記載の軸受装置と、を備えたことを特徴とするポンプ。
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