WO2021260965A1 - 船舶推進軸用の軸受 - Google Patents

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WO2021260965A1
WO2021260965A1 PCT/JP2020/043494 JP2020043494W WO2021260965A1 WO 2021260965 A1 WO2021260965 A1 WO 2021260965A1 JP 2020043494 W JP2020043494 W JP 2020043494W WO 2021260965 A1 WO2021260965 A1 WO 2021260965A1
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bearing
shell
inner peripheral
layer
propulsion shaft
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義雅 賀中
正孝 四方
耕平 原田
賢司 横垣
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株式会社ミカサ
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Definitions

  • the present invention relates to a bearing that is applied to a bearing that supports a propulsion shaft of a ship and utilizes the lubricating action of a water film formed on a sliding surface with the propulsion shaft.
  • bearings such as overhanging bearings and stern tube bearings that support the propulsion shaft of a ship
  • corrosion protection and a sealed structure are important because they are exposed to water such as seawater.
  • rubber, fluororesin, etc. are used for the sliding surface with the propulsion shaft, and the bearing is formed on the sliding surface with the propulsion shaft, rather than metal bearings and bearings that use lubricating oil.
  • Bearings that utilize the lubricating action of the water film that is formed are preferable.
  • Various bearings that utilize the lubrication action of such a water film have been proposed.
  • Patent Document 1 the most loaded portion of the propeller shaft is borne by the smooth bearing surface at both ends of the bearing, and the portion near the center where the load is reduced is sufficiently cooled.
  • a water supply groove, a circumferential groove connecting the water supply groove in the circumferential direction, and a second circumferential groove connecting both side openings of the water supply groove in the circumferential direction are provided on the upper inner surface and the lower inner surface of the central portion.
  • Patent Document 2 proposes an electric anticorrosion bearing used for a propeller shaft of a ship or the like.
  • This electrocorrosion-proof bearing is made of a segmented rubber bearing material formed by inserting a rubber material between a base metal and a pad material made of synthetic resin with good slidability and vulcanizing and adhering it to a cylindrical shell.
  • the bearing portion is fitted into a groove carved in the groove along the inner peripheral surface of the metal, or arranged in a barrel shape along the circumferential direction on the inner peripheral surface of the metal, and the bottom surface of the bearing is placed on the inner peripheral surface of the metal.
  • a method for manufacturing an electrolytic anticorrosion bearing that is bonded to the inner peripheral surface has been proposed.
  • the rubber bearing material ethylene tetrafluoride, polyamide, high-density polyethylene or the like can be used as the pad material, and it is said that an underwater rubber bearing having high durability and reliability can be obtained.
  • Patent Document 3 describes a plurality of bearing members including a reinforcing material fixed along the inner peripheral surface of a cylindrical shell and a sliding material on which the propulsion shaft slides.
  • a split bearing that supports a propulsion shaft of a ship in which the substantially upper half of the shell is made of a rubber material and the substantially lower half of the shell is made of a fluororesin material. It is said that this split bearing has a small sliding resistance with the propulsion shaft and can reduce the fuel consumption of the ship.
  • Patent Document 4 proposes a water-lubricated bearing material used as a bearing material in a stern pipe for a ship. That is, 12% by weight to 25% by weight of tetrafluoroethylene-perfluoroalkyl vinyl ether copolymer resin (PFA resin), 18% by weight to 33% by weight of carbon fiber, and the balance of polytetrafluoroethylene (PTFE) resin and / Alternatively, a water-lubricated bearing material containing a modified PTFE resin has been proposed. This water-lubricated bearing material is excellent in water resistance as well as wear resistance, and is considered to be suitable as a bearing material for water-lubricated bearings.
  • PFA resin tetrafluoroethylene-perfluoroalkyl vinyl ether copolymer resin
  • PTFE polytetrafluoroethylene
  • Patent Document 1 considering that the load applied to the overhanging bearing is not always uniform, the function of the bearing is divided into a load bearing portion and a seizure prevention portion, and a water cooling groove is skillfully arranged so as to form a water film.
  • the installed overhanging bearings are listed. This overhanging bearing must be configured according to the load, and there is a problem that the bearing configuration becomes complicated.
  • Patent Document 2 describes a method for manufacturing a rubber bearing material for an electric corrosion-proof bearing, and describes a rubber bearing material having various structures. However, there is no specific description as to what kind of characteristics the rubber bearing materials having these various structures have.
  • Patent Document 3 describes a split-type bearing having a structure similar to that of the rubber bearing material described in Patent Document 2 and the arrangement form of the cylindrical shell metal on the inner peripheral surface.
  • the substantially upper half of the inner peripheral surface of the cylindrical shell is made of rubber and the substantially lower half is made of fluororesin.
  • Patent Document 4 describes a composition of a fluororesin suitable as a bearing material for a stern tube for a ship.
  • the substantially lower half of the inner peripheral surface of the cylindrical shell is a bearing whose bearing material is fluororesin, there is a problem that wear progresses under uneven surface pressure.
  • the present invention can form a water film having excellent lubricity on the sliding surface with the propulsion shaft in the bearing supporting the propulsion shaft of the ship, and has low friction. It is an object of the present invention to provide an economical bearing having excellent resistance, wear resistance and durability.
  • the bearing according to the present invention is a bearing in which a pair of positioning plates and a plurality of closed arc pieces and gap arc pieces are arranged on an inner peripheral surface of a cylindrical shell that supports a propulsion shaft of a ship.
  • the positioning plate is fixed at opposite positions on the horizontal axis of the shell, and the closed arc piece is arranged on the lower surface side of the shell and is subjected to the load of the propulsion shaft, and the sliding layer.
  • It is a three-layer structure consisting of an intermediate layer made of an elastic body and a base that is in close contact with the inner peripheral surface of the shell, and the sliding layers, intermediate layers, and bases that are adjacent to each other via the positioning plate are mutually connected.
  • the gap-shaped arc piece is arranged to face the closed arc piece, and has a sliding layer, an intermediate layer made of an elastic body, and an inner peripheral surface of the shell.
  • It is a three-layer structure of a base that is in close contact with the base, and has groove forming portions on both side edges, and the intermediate layer and the base are pressed against each other via the positioning plate, and the groove forming portion is cooled water. It forms a groove through which the shell is circulated and is held on the inner peripheral surface of the shell.
  • the horizontal axis of the shell is the axis of symmetry of the cross section of the shell orthogonal to the direction of the center of gravity of the propulsion axis.
  • the closed arc piece can be spread over the range of 60 ° to 175 ° on the inner peripheral surface of the shell.
  • the sliding layer can be made of a synthetic polymer compound, a polyamide resin or a phenol resin containing a fluorine atom (F) in the molecule.
  • the intermediate layer should be formed by adhering an elastic body having a durometer hardness of A50 to 90 to the base.
  • the bearing according to the present invention is a bearing that supports a propulsion shaft of a ship in which a bearing material consisting of two layers, an elastic body layer and a sliding layer, is fixed to the inner peripheral surface of a cylindrical shell in order.
  • the vertical axis means the axis of symmetry of the cross section of the shell parallel to the direction of the center of gravity of the propulsion axis.
  • a water film having excellent lubricity can be formed on a sliding surface with the propulsion shaft, and excellent in low friction resistance, wear resistance, and durability.
  • An economical bearing can be provided.
  • FIG. 1 shows the configuration of a bearing according to the present invention.
  • the bearing 10 according to the present invention is a bearing that supports a propulsion shaft of a ship.
  • the bearing 10 is on the inner peripheral surface of the cylindrical shell 11 and is on the lower surface side of the shell inner peripheral surface and the pair of positioning plates 12 fixed at opposite positions on the horizontal axis of the shell. It has a closed arc piece 16 to be arranged and a gap type arc piece 15 arranged to face the closed arc piece 16.
  • the adjacent gap-shaped arc pieces 15 or the closed arc-shaped pieces 16 are held on the inner peripheral surface of the shell 11 via the positioning plate 12, respectively.
  • Such a bearing 10 is called a lining type bearing because of its configuration.
  • the horizontal axis of the shell 11 refers to the axis of symmetry AA of the cross section of the shell 11 orthogonal to the direction of the center of gravity of the propulsion axis.
  • the positioning plate 12 is fixed to the inner peripheral surface of the shell 11 with bolts or pins, for example.
  • the positioning plate 12 sandwiches the closed arc piece 16 or the gap arc piece 15 arranged on the inner peripheral surface of the shell 11 and holds the positioning plate 12 in close contact with the inner peripheral surface of the shell 11.
  • each closed arc piece 16 or a gap arc piece 15 is held on the inner peripheral surface of the shell 11 in a predetermined pressing state.
  • the back surface side of the positioning plate 12 (the inner peripheral surface side of the shell 11) may be arcuate or flat, and if it is flat, molding is easy.
  • the material of the positioning plate 12 may be made of metal or resin.
  • metal a copper alloy is used, and in the case of resin, for example, a carbon fiber reinforced phenol resin is used. If it is made of metal, it is better to cover the surface with corrosion-resistant rubber.
  • the gap-shaped arc piece 15 has a three-layer structure consisting of a sliding layer 153, an intermediate layer 152, and a base 151, and groove forming portions 155 are provided on both side edges. ing.
  • the intermediate layer 152 and the base 151 are pressed against each other via the positioning plate 12 and held on the inner peripheral surface of the shell 11, and the groove 18 (cooling water) is circulated by the adjacent groove forming portion 155.
  • FIG. 1) is formed.
  • a half groove 19 is formed in a portion where the gap-shaped arc piece 15 is in contact with the closed arc piece 16.
  • the groove forming portion 155 is provided so that the depth thereof extends from the sliding layer 153 or the sliding layer 153 to the intermediate layer 152.
  • the depth and width dimensions of the groove are selected so that the cooling water amount Q required for cooling the bearing 10 is supplied.
  • the gap-shaped arc piece 15 can be formed by the same method and material as the closed arc piece 16 described below.
  • the closed arc piece 16 has a three-layer structure consisting of a sliding layer 163, an intermediate layer 162, and a base 161.
  • This three-layer structure is formed, for example, as follows. That is, first, a flat plate-shaped three-layer structure is formed to form a raw material having a predetermined width, and then inclined surfaces of both side edges are formed so as to have a predetermined arc piece shape, and the base material 161 The back surface of the above and the front surface of the sliding layer 163 are formed into an arc shape.
  • the surface (sliding surface) of the sliding layer 163 is preferably smooth because it is a portion where a water film is formed for water lubrication. From this point of view, even fine scratches, irregularities, etc.
  • the sliding layer 163, the intermediate layer 162 and the base 161 can be formed by adhesion.
  • the closed arc piece in contact with the positioning plate 12 preferably has a notch 175 at the side edge portion in contact with the positioning plate 12 as in the notched closed arc piece 17 (FIG. 2 (c)). Due to this notch, it is possible to prevent the end face portion of the sliding layer 163 from rising. Further, this notch is preferable for forming a water film, and is preferable for preventing stress concentration and wear of the sliding layer 163.
  • the base 161 can be made of metal or resin.
  • a copper alloy having good machinability and corrosion resistance can be used.
  • a fiber-reinforced thermosetting resin for example, a carbon fiber-reinforced phenol resin can be used.
  • the intermediate layer 162 is preferably an elastic body having a durometer hardness of A50 to 90.
  • nitrile rubber (NBR) having a durometer hardness of A50 to 90 can be used.
  • NBR nitrile rubber
  • the intermediate layer is rubber, the three-layer structure is preferably formed by vulcanization adhesion. This makes it possible to form a strong adhesive structure.
  • the intermediate layer 162 has an important function / function. As described below, the intermediate layer 162 equalizes the load from the propulsion shaft, suppresses heat generation on the sliding surface of the sliding layer 163 of the propulsion shaft, and suppresses heat generation of the closed arc piece 16 or the gap type arc piece 15. Improves wear resistance and durability.
  • the elastic deformation of the intermediate layer is limited to the vertical direction when viewed from the axis of the propulsion axis. Therefore, there is no deformation in the shearing direction with respect to the joint surface between the sliding layer and the intermediate elastic layer. Then, deterioration of the adhesion portion between the sliding layer and the intermediate elastic layer is suppressed.
  • the sliding layer 163 is preferably a synthetic polymer compound containing a fluorine atom (F) in the molecule from the viewpoint of low friction resistance, wear resistance and heat resistance.
  • a fluorine-based resin such as an ethylene tetrafluoride (PTFE) resin, an ethylene tetrafluoride / propylene hexafluoride copolymer (FEP) resin, or an ethylene tetrafluoride / perfluoroalkoxy ethylene copolymer (PFA) resin is used.
  • PTFE ethylene tetrafluoride
  • FEP propylene hexafluoride copolymer
  • PFA perfluoroalkoxy ethylene copolymer
  • a polyamide resin or a phenol resin can be used.
  • the processing applied to the arc piece shape of the closed arc piece 16 is performed as follows.
  • the front surface of the sliding layer 163 and the back surface of the base 161 are processed into a curved surface based on an arc (molding arc) having a radius R centered on the axis O shown in FIG. 1 (a).
  • both side edges of the closed arc piece 16 are also processed based on the axis O so that the adjacent closed arc pieces 16 are in close contact with each other.
  • the surface of the sliding layer 163 can be processed so that the center of the forming arc is not the axis O but the misalignment (radius R') centered on the axis O'. Misalignment is preferable in order to make the load of the sliding layer 163 by the propulsion shaft uniform.
  • the misalignment processing may be performed by processing the curved surface of the shell 11 itself. In this case, misalignment processing can be performed efficiently.
  • Misalignment causes a predetermined clearance between the propulsion shaft diameter and the bearing inner diameter, and this clearance is distributed so that the inner peripheral surface side of the shell 11 becomes smaller.
  • the predetermined clearance is 0.8 to 1.3 mm
  • the bearing 10 (lining type bearing) in which the gap type arc piece 15 and the closed type arc piece 16 are spread on the inner peripheral surface of the shell 11 has been described above.
  • the bearing 10 is preferable as a bearing that supports a large-diameter propulsion shaft. Further, it is preferable that the gap type arc piece 15 or the closed type arc piece 16 can be easily replaced as needed.
  • the integrated bearing (integrated bearing) described below enables efficient and economical molding of the bearing, and is particularly preferable as a bearing for a small ship.
  • This integrated bearing is a bearing that supports the propulsion shaft of a ship in which a bearing material consisting of two layers, an elastic layer and a sliding layer, is fixed to the inner peripheral surface of a cylindrical shell in order.
  • the vertical axis means the axis of symmetry of the cross section of the shell parallel to the direction of the center of gravity of the propulsion axis.
  • a bearing material composed of two layers, an elastic layer 2 and a sliding layer 3 is fixed to the inner peripheral surface of the cylindrical shell 1 in order.
  • the bearing 5 is located on the lower surface side of the inner peripheral surface of the shell 1 and has the vertical axis BB as the axis of symmetry.
  • the bearing 5 has a cooling working portion 3b in which a plurality of required water cooling grooves 4 are provided at the beginning and the end of the water cooling grooves 4 provided at both ends of the load acting portion 3a. Since the load acting portion 3a is a portion where a water film for water lubrication is formed, it is preferable that the load acting portion 3a is as smooth as the sliding layer 163 of the closed arc piece 16.
  • the required water cooling groove 4 can be provided, for example, between the first water cooling groove 4 and the last water cooling groove 4 at equal intervals.
  • the sliding layer forming material can be made of the same material as the sliding layer 163 of the gap-shaped arc piece 15 or the sliding layer 163 of the closed arc piece 16.
  • the elastic body forming material can be made of the same material as the intermediate layer 152 of the gap-shaped arc piece 15 or the intermediate layer 162 of the closed arc piece 16.
  • the bearing generally receives the load of the propulsion shaft in the portion below the axis, and the wear of the sliding layer occurs in the portion. Therefore, it was tested how large the load acting portion 3a that receives the load of the propulsion shaft of the bearing 5 is necessary.
  • the wear test results are shown in FIG.
  • FIG. 4 is a graph showing the results of performing a wear test on a bearing having a bearing inner diameter of 60 ⁇ ⁇ length 60 (mm) shown in FIG. 5 using the wear tester shown in FIG. 6 and measuring the bearing inner diameter after the test.
  • the numbers added to the graph of FIG. 4 indicate the number of the water cooling grooves 4.
  • the surface angle is 72.2 °).
  • ⁇ 60 ° is 6 lines (contact surface angle 41.6 °)
  • the size of the water cooling groove 4 was 3 mm in depth ⁇ 6 mm in width.
  • the temperature of the water tank is maintained at 20 ° C, and forced convection of water is not performed.
  • the bearing is lifted by a pneumatic cylinder, and a predetermined load is applied to the lower side of the bearing via the sleeve of the propulsion shaft.
  • the sleeve can be fitted with the required sleeve to the propulsion shaft.
  • the amount of change in the inner diameter of the bearing is a total of 72 hours in which the peripheral speed is constant for 24 hours at a constant peripheral speed of 1 m / s, 24 hours at a surface pressure of 0.25 MPa, 24 hours at a surface pressure of 0.50 MPa, and 24 hours at a surface pressure of 1.00 MPa. It was measured after performing a wear test). The inner diameter of the bearing was measured after the bearing was held at room temperature (20 ° C) for 6 hours after the wear test was completed.
  • the horizontal axis shows the contact surface angle ( ⁇ ) of the bearing
  • the vertical axis shows the amount of change in the inner diameter of the bearing.
  • wear progresses slowly when the contact surface angle is in the range of 160 ° to 80 °.
  • a water film is formed when the contact surface angle is in the range of 160 ° to 80 °, and the bearing is in an appropriate water lubrication state.
  • the bearing 5 is characterized in that the bearing material has a two-layer structure of a sliding layer and an elastic body layer. 7 to 10 show the action and effect of this elastic body.
  • FIG. 7 shows a structural analysis value of the surface pressure generated on the sliding surface portion of the bearing having a bearing inner diameter of 495 mm and a bearing length of 2000 mm.
  • the horizontal axis indicates each cross-sectional position, and the cross-sectional position of the bearing end on the propeller side is 0, and the cross-sectional position of the bearing end on the bow side is 2 m.
  • the vertical axis shows the surface pressure.
  • the parameter FRB (solid line) shows the case where the bearing material is a two-layer structure bearing in which the sliding layer is made of fluororesin (PTFE) and the elastic layer is made of nitrile rubber (NBR) having a durometer hardness of A70.
  • RB (broken line) indicates a bearing having a one-layer structure in which the bearing material is an elastic body layer (nitrile rubber).
  • LB (dashed line) indicates a single-layer bearing using a bearing material as a lignum vitae.
  • the Young's modulus of each bearing material is 50MPa for FRB, 10MPa for RB, and 2000MPa for LB.
  • the average surface pressure (load / bearing projected area) was 0.18 MPa.
  • a very high surface pressure is generated at both ends of the bearing, and the surface pressure at the 0 position of the cross section is the highest at 0.8 MPa.
  • the surface pressure in the central part is zero over a wide area.
  • the surface pressure is most uniform, and the surface pressure is in the range of 0.08MPa to 0.28MPa.
  • the surface pressure is as uniform as in the case of the RB.
  • the surface pressure curve has a downwardly convex shape, and the surface pressure is in the range of 0.02 MPa to 0.4 MPa.
  • the Fed differs from the RB in that the surface pressure is higher than RB at both ends of the bearing and lower than RB at the center.
  • the hardness (durometer hardness A) of the elastic layer is preferably 50 to 90 from the viewpoint of making the surface pressure uniform.
  • the bearing described below, for example, the FRB16 has a two-layer structure equivalent to that of the FRB and has 16 water-cooled grooves.
  • FB16 shows a bearing with a single-layer structure made of fluororesin only. The above example of LB can be applied to the bearing FB16.
  • FIGS. 8 and 9 are graphs showing the relationship between the peripheral speed and the coefficient of friction for a bearing having a bearing inner diameter of 60 mm and a bearing length of 60 mm.
  • FIG. 10 is a graph showing the temperature measurement results of the shaft member (sliding layer or elastic body layer under the water cooling groove) during the model operation test for the bearing having a bearing inner diameter of 60 mm and a bearing length of 190 mm.
  • the cross section of the bearing (FIGS. 8 to 10) has the bearing shape shown in FIG.
  • the coefficient of friction is the specified time (0.5h or 1h) at each surface pressure (0.25MPa to 1.00MPa) and each peripheral speed (0.10m / s to 4.00m / s) after performing the above-mentioned constant peripheral speed familiar operation. Obtained by performing a wear test. For the wear test, the wear tester shown in FIG. 6 was used. The temperature of the water tank was maintained at 32 ° C.
  • the horizontal axis shows the peripheral speed
  • the vertical axis shows the friction coefficient when the surface pressure is 0.25 MPa.
  • the parameters FRB16, FRB8 and FRB2 have a two-layer structure with shaft members, and the number of water cooling grooves is 16 (contact surface angle is 12.7 °), 8 (contact surface angle is 24.4 °), and 2 (contact surface angle is), respectively.
  • the case of a bearing of 157.7 °) is shown.
  • the FB16 has a one-layer structure in which the shaft member does not have an elastic layer, and shows a case where the number of water-cooled grooves is 16 (contact surface angle is 12.7 °). According to FIG.
  • the coefficient of friction of the bearing having a two-layer structure having an elastic body layer is the smallest when the number of water-cooled grooves is two, but is almost the same regardless of the number of water-cooled grooves (2 to 16). .. It can be seen that the bearing having a two-layer structure has a smaller coefficient of friction than the bearing having a one-layer structure.
  • FIG. 9 shows the coefficient of friction of a bearing (FRB8) having a two-layer structure under various surface pressures. According to FIG. 9, there is a tendency to show a low coefficient of friction at a low surface pressure (0.25 MPa) and a high coefficient of friction at a high surface pressure (1.0 Mpa), but the variation in measurement points due to the difference in surface pressure is small. You can see that.
  • FIG. 10 is a graph showing the temperature change of the bearing material in each cycle of peripheral speed and constant surface pressure operation of the model operation.
  • FIG. 10A shows the temperature change of the bearing material of the bearing (FRB16) having a two-layer structure.
  • FIG. 10B shows the temperature change of the bearing material of the single-layer bearing (FB16).
  • a load is applied so that the surface pressure at both ends of the bearing is 0.8MPa and the average surface pressure is 0.31MPa by adjusting the sleeve shape of the wear test.
  • a wear test in which operation is regarded as one cycle and this is repeated.
  • the surface pressure (0.31MPa) is kept constant, and the peripheral speed is gradually increased to 0.4m / s ⁇ 30min, 0.6m / s ⁇ 30min, 1.0m / s ⁇ 30min and 1.6m / s ⁇ 30min.
  • This is a wear test performed by raising.
  • Peripheral speed / surface pressure constant operation is a wear test performed at peripheral speed (0.6 m / s) and surface pressure (0.31 MPa) for 25 hours. In the figure, it is shown as 0 to 25h, 25 to 50h, and so on. The wear test of this example was performed for 4 cycles (108 hours in total), and further, the peripheral speed change operation was performed for 2 hours (110 hours in total).
  • the temperature of the bearing material is almost constant in the range of 36 ° C to 40 ° C.
  • the temperature is high in the range of 37 ° C to 45 ° C and the temperature fluctuation is large.
  • the temperature fluctuation of the FB16 in the case of constant peripheral speed / surface pressure operation (25 to 50h) is large.
  • the peripheral speed change operation when the peripheral speed is increased, the amount of water flowing into the water cooling groove increases and the temperature of the bearing material tends to decrease. This phenomenon was more remarkable in the case of the bearing FRB16 than in the case of the bearing FB16.
  • the amount of wear of the bearing FRB16 and the bearing FB16 was measured.
  • the amount of wear of the bearing FB16 was 2.6 times the amount of wear of the bearing FRB16. That is, the bearing FRB16 having a two-layer structure has a uniform surface pressure in the sliding layer portion and a small friction coefficient as compared with the bearing FB16 having a one-layer structure. It can be seen that the bearing FRB16 has a stable low temperature of the bearing material in operation and a small amount of wear. In terms of wear resistance, the bearing FRB16 is superior to the bearing FB16. Further, such a feature can be applied to the above-mentioned lining type bearing (bearing 10).
  • the design values of bearings for ships are generally set to a peripheral speed of 12 m / s or less and a surface pressure of 0.6 MPa or less, and the results of the above wear test can be applied to general ships.
  • the bearing 5 or the bearing 10 according to the present invention has a sliding layer 3, 153 or 163 having excellent wear resistance and heat resistance as a bearing material on the inner peripheral surface of the shell, and elasticity for equalizing the load from the propulsion shaft. It has a body layer 2, an intermediate layer 152 or an intermediate layer 162 (elastic body layer).
  • a load acting portion 3a carrying a load from the propulsion shaft or a portion (load acting portion) in which a closed arc piece is arranged, and these It has a cooling action portion 3b having a water cooling groove 4 facing the surface or a portion (cooling action portion) in which a gap-shaped arc piece having a groove forming portion 155 forming the groove 18 is arranged.
  • a required water cooling groove 4 or groove 18 is provided in the cooling action portion so that the required cooling of the bearing 5 or 10 is performed.
  • the amount of cooling water to be used is determined in consideration of the characteristics and type of the ship, the cost of the required pump, and the like. Then, the size and number of the water cooling grooves 4 or the grooves 18 required for supplying the cooling water amount are determined.
  • the bearing 5 or the bearing 10 according to the present invention does not require a circumferential groove or a water supply groove for forcibly cooling the load-bearing portion of the propulsion shaft unlike a conventional overhanging bearing of a ship, and has wear resistance and durability. Excellent in sex. Further, the bearing 5 or the bearing 10 can be used not only for the overhanging bearing but also for the stern tube bearing.
  • the main bearing 5 or the bearing 10 (main bearing) has a two-layer structure in which the sliding surface is smooth and includes an elastic layer at the load acting portion as described above, and is in a uniform stress state. Therefore, as shown in FIGS. 11 and 12 described below, this bearing can prevent the occurrence of abnormal vibration that occurs periodically as in the comparative example. Further, as shown in FIG. 13, the bearing is in a water-lubricated state due to a water film, and it is possible to prevent the occurrence of a problematic stick-slip phenomenon.
  • this bearing is the propulsion shaft of such marine research vessels and submarines.
  • This bearing has the synergistic effect of removing the water-cooled groove at the bottom of the bearing and having a two-layer structure that includes an elastic layer, unlike conventional single-layer bearings. This is because it can be significantly reduced.
  • FIG. 11 shows the results of a vibration analysis test using an FFT (fast fourier transform) analyzer when the shaft is supported by the bearings of the invention example (FRB2) and the comparative example (FRB16).
  • FFT fast fourier transform
  • the horizontal axis shows the period (1 rotation of the shaft is 0.47, 2 rotations is 0.94)
  • the vertical axis shows the vibration intensity (m / s2)
  • the white part shows the vibration state of the invention example.
  • the thorn-shaped overhanging part shows the vibration state of the comparative example.
  • a small stable vibration state is observed.
  • the comparative example a very strong vibration is partially observed during a vibration having a constant width stronger than that of the invention example.
  • the comparative example corresponds to the bearing described in Patent Document 2 or 3.
  • FIG. 12 shows the results of a vibration analysis test using an FFT analyzer when the shaft is supported by the bearings of the invention example (FRB2) and the comparative example (FB2).
  • the horizontal axis indicates the period
  • the vertical axis indicates the intensity of vibration
  • the fine thorn-shaped black line portion is an invention example
  • the gray portion is a comparative example.
  • FB2 shows a bearing having a single-layer structure without an elastic layer and having two water-cooled grooves. According to FIG. 12, in the invention example, a small stable vibration is observed from 0h to 100h.
  • the vibration is performed with a small and stable strength equivalent to that of the invention example from 0h to 50h, but strong vibration is observed in the vicinity of 0.4 rotation in 75h and in the vicinity of 0.8 rotation in 100h.
  • the comparative example corresponds to the bearing described in Patent Document 1.
  • the horizontal axis indicates the contact surface angle
  • the vertical axis indicates the water film pressure strength
  • the parameters are peripheral speed.
  • the water film pressure strength is constant at the contact surface angle of 0 ° to 20 °, but increases rapidly at 20 ° to 40 °.
  • the amount of increase in the water film pressure strength with respect to the contact surface angle gradually decreases from 40 ° to 60 °, and decreases rapidly when it exceeds 60 °.
  • the temperature exceeds 80 ° the water film pressure strength becomes almost constant with respect to the contact surface angle.
  • the water film pressure strength curve has a stepped shape consisting of a straight line portion having a contact surface angle of 0 ° to 20 °, a curved portion of 20 ° to 80 °, and a straight line portion one step higher than 80 °.
  • FIG. 14 shows the relationship between the water film pressure strength and the peripheral speed in the portion where the water film pressure strength curve shows a curved shape.
  • the horizontal axis shows the peripheral speed
  • the vertical axis shows the water film pressure strength
  • the parameters are the contact surface angle.
  • any of the water film pressure strength curves having a contact surface angle of 22.5 to 80.3 ° is substantially linear, and the water film pressure strength is proportional to the peripheral speed.
  • the water film pressure strength curves with contact surface angles of 56.7 ° and 80.3 ° almost overlap.
  • the water film pressure strength curve with a contact surface angle of 41.7 ° has a gradient 0.8 times that of the water film pressure strength curve with a contact surface angle of 80.3 °.
  • the gradient of the water film pressure strength curve with a contact surface angle of 41.7 ° is 0.25 times that of the water film pressure strength curve with a contact surface angle of 80.3 °.
  • the peripheral speed of the ship is 2 to 4 m / s in normal driving. A peripheral speed of 4 m / s corresponds to high-speed driving, and a peripheral speed of 0.4 m / s corresponds to driving in a port.
  • the bearing according to the present invention has been described above.
  • the bearing according to the present invention has a sliding layer made of a material having a smooth surface and excellent wear resistance and heat resistance, and an elastic body layer capable of equalizing the load from the propulsion shaft. It has excellent low friction resistance, wear resistance, and durability.
  • water or seawater and an intermediate elastic layer can be formed by eliminating the water cooling groove on the lower surface side of the bearing, which receives a large amount of physical stress due to deformation due to the weight of the supporting propulsion shaft and rotation of the propulsion shaft. Contact can be minimized, chemical erosion of the intermediate elastic layer due to a highly alkaline environment or hydrogen sulfide environment due to water or seawater can be suppressed, and the durability of the bearing can be improved.

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Abstract

船舶の推進軸を支持する軸受において、推進軸との摺動面に潤滑性に優れた水皮膜を形成することができ、耐摩性に優れ経済的な軸受を提供する。　本発明に係る軸受は、円筒状のシェルの内周面に、円筒中心から半径方向に順に摺動層、弾性体層を有してなる船舶の推進軸を支持する軸受であって、前記摺動層は、前記シェルの内周面の下面側にあって垂直軸を対称軸とする中心角θが、θ＝60°～180°の範囲の前記推進軸の負荷にかかる負荷作用部分と、その負荷作用部分に対向し、両端部に設けられる水冷溝を最初と最後として複数の所要の水冷溝が設けられてなる冷却作用部分とを有する軸受。ここで、垂直軸とは、推進軸の重心方向に平行なシェルの横断面の対称軸をいう。

Description

船舶推進軸用の軸受
　本発明は、船舶の推進軸を支持する軸受にかかり、推進軸との摺動面に形成される水皮膜の潤滑作用を利用する軸受に関する。
　船舶の推進軸を支持する張出軸受、船尾管軸受等の軸受においては、それ自体が海水などの水中にさらされるため防食や密封構造が重要である。そして、環境対応や経済性を考慮すると金属製の軸受や潤滑油を利用する軸受よりも、推進軸との摺動面にゴムやフッ素樹脂等を使用し、推進軸との摺動面に形成される水皮膜の潤滑作用を利用する軸受の方が好ましい。このような水皮膜の潤滑作用を利用する軸受が、各種提案されている。
　例えば、特許文献１に、プロペラ軸の最も荷重の掛かる部分を軸受両端部の平滑な軸受面で負担し、荷重の軽減される中央部寄りの部位は充分に冷却されるように、軸受本体の上側内面及び中央部下側内面に給水溝と、その給水溝を円周方向に接続する円周溝と、前記給水溝の両側開口部を円周方向に接続する第２の円周溝を設けてなる舶用プロペラ軸の張出軸受が提案されている。この張出軸受は、プロペラ軸の最も荷重の掛かる部分を軸受両端部の平滑な軸受面で負担し、荷重の軽減される中央部寄りの部位は充分に冷却されるとともに、円周溝及び第２の円周溝により海水の薄い皮膜が形成されるので、軸受摩耗が軽減され、焼付きが防止されるとされる。
　特許文献２には、船舶のプロペラ軸等に使用される電気防食軸受が提案されている。この電気防食軸受は、台金と、摺動性良好な合成樹脂からなるパッド材との間にゴム材を挿み込んで加硫接着してなるセグメント状のゴム軸受材を、円筒状のシェルメタルの内周面軸方向に並んで刻設した溝に前記台金部を嵌着し、または、メタルの内周面に円周方向に沿って樽状に並べ、前記台金の底面を該内周面に接着してなる電気防食軸受の製造方法が提案されている。上記ゴム軸受材は、パッド材として４フッ化エチレン、ポリアミド、高密度ポリエチレン等を使用することができ、耐久性、信頼性の高い水中ゴム軸受を得ることができるとされる。
　特許文献３に、円筒形状のシェルの内周面に沿って固定される補強材と、前記推進軸が摺動する摺動材とで構成される複数の軸受部材であって、前記摺動材は、シェルの略上半部がゴム材で構成され、前記シェルの略下半部がフッ素樹脂材で構成されてなる船舶の推進軸を支持する割型軸受が提案されている。この割型軸受は、推進軸との摺動抵抗が小さく船舶の燃費を低減することができるとされる。
　特許文献４に、船舶用船尾管における軸受材料に使用される水潤滑式軸受材料が提案されている。すなわち、12重量％～25重量％のテトラフルオロエチレン－パーフルオロアルキルビニルエーテル共重合樹脂（PFA樹脂）、18重量％～33重量％の炭素繊維、及び残部がポリテトラフルオロエチレン（PTFE）樹脂および／または変性PTFE樹脂を含有してなる水潤滑式軸受材料が提案されている。この水潤滑式軸受材料は耐摩耗性に加えて耐水性にも優れており、水潤滑式軸受の軸受材料に適しているとされる。
特開2004-66977号公報 特開2009-103307号公報 実用新案登録第3183964号公報 国際公開第2016/114244号
　特許文献１には、張出軸受にかかる負荷が必ずしも均等でないことを考慮し、軸受の機能を負荷負担部分と焼付き阻止部分とに分け、水皮膜を形成するように水冷溝を巧みに配設した張出軸受が記載されている。この張出軸受は、負荷に応じた構成にしなければならず、軸受の構成が複雑になるという問題がある。一方、特許文献２には電気防食軸受のゴム軸受材製造方法が記載され、各種構造のゴム軸受材が記載されている。しかし、それら各種構造のゴム軸受材がどの様な特性を有するかについて具体的な記載はない。
　特許文献３には、特許文献２に記載のゴム軸受材の構成及びその円筒状シェルメタルの内周面への配設形態がよく似た割型軸受が記載されている。この円筒状シェル内周面に配設された軸受部材の摺動面は、円筒状シェル内周面の略上半部がゴム製で、略下半部がフッ素樹脂製であるとされる。そして、特許文献４には、船舶用船尾管の軸受材料として好適なフッ素樹脂の組成が記載されている。しかしながら、かかる円筒状シェル内周面の略下半部がフッ素樹脂を軸受材とする軸受であっても不均一な面圧下においては摩耗が進むという問題がある。
　本発明は、このような従来の問題点及び要請に鑑み、船舶の推進軸を支持する軸受において、推進軸との摺動面に潤滑性に優れた水皮膜を形成することができ、低摩擦性、耐摩耗性、耐久性に優れ経済的な軸受を提供することを目的とする。
　本発明に係る軸受は、船舶の推進軸を支持する円筒状のシェルの内周面に、一対の位置決めプレートと、複数の密閉形円弧片及び隙間形円弧片が配設されてなる軸受であって、前記位置決めプレートは、前記シェルの水平軸上の対向する位置に固定され、前記密閉形円弧片は、前記シェルの下面側に配設されて前記推進軸の負荷にかかり、摺動層、弾性体からなる中間層及び前記シェルの内周面に密接する基台の三層構造体であって、前記位置決めプレートを介して相隣るそれぞれの摺動層、中間層及び基台が相互に押圧されて前記シェルの内周面に保持され、前記隙間形円弧片は、前記密閉形円弧片に対向して配設され、摺動層、弾性体からなる中間層及び前記シェルの内周面に密接する基台の三層構造体であって、両側縁部に溝形成部を有し、前記位置決めプレートを介して前記中間層及び基台が相互に押圧されて前記溝形成部が冷却水を流通させる溝を形成し、前記シェルの内周面に保持されてなる。ここで、シェルの水平軸とは、推進軸の重心方向に直交するシェルの横断面の対称軸である。
　上記発明において、密閉形円弧片は、シェルの内周面の60°～175°の範囲に敷き詰められてなるものとすることができる。
　また、摺動層は、分子中にふっ素原子（F）を含有する合成高分子化合物、ポリアミド樹脂又はフェノール樹脂からなるものとすることができる。
　また、中間層は、デュロメータ硬さ A50～90を有する弾性体が基台に接着されてなるものがよい。
　また、本発明に係る軸受は、円筒状のシェルの内周面に、順に弾性体層と摺動層の二層からなる軸受材が固着されてなる船舶の推進軸を支持する軸受であって、前記摺動層は、前記シェルの内周面の下面側にあって垂直軸を対称軸とする中心角θが、θ＝60°～180°の範囲の前記推進軸の負荷にかかる負荷作用部分と、その負荷作用部分に対向し、両端部に設けられる水冷溝を最初と最後として複数の所要の水冷溝が設けられてなる冷却作用部分とを有してなる。ここで、垂直軸とは、推進軸の重心方向に平行なシェルの横断面の対称軸をいう。
　本発明によれば、船舶の推進軸を支持する軸受において、推進軸との摺動面に潤滑性に優れた水皮膜を形成することができ、低摩擦性、耐摩耗性、耐久性に優れ経済的な軸受を提供することができる。
本発明に係る内張型軸受の構成を示す横断面図である。 図１に示す内張型軸受に配設される隙間形円弧片、密閉形円弧片、切欠けを有する密閉形円弧片の構成を示す説明図である。 本発明に係る一体型軸受の構成を示す横断面図である。 摩耗試験後の軸受内径変化量を示すグラフである。 摩耗試験を行った軸受の横断面形状を示す説明図である。 摩耗試験機の構成を示す説明図である。 各種軸受部材を有する軸受の摺動面における面圧分布を示すグラフである。 摩耗試験における周速と摩擦係数の関係を示すグラフである。 摩耗試験における面圧を各種変化させた場合の周速と摩擦係数の関係を示すグラフである。 摩耗試験における軸受材の温度変化を示すグラフである。 発明例（FRB2）と比較例（FRB16）のFFTアナライザによる振動解析試験の結果を示すグラフである。 発明例（FRB2）と比較例（FB2）のFFTアナライザによる振動解析試験の結果を示すグラフである。 水膜圧強さと接触面角度との関係を示すグラフである。 図１４の水膜圧強さ曲線が彎曲状を示す部分の水膜圧強さと周速との関係を示すグラフである。
　以下、本発明を実施するための形態について図面を基に説明する。図１は、本発明に係る軸受の構成を示す。本発明に係る軸受10は、船舶の推進軸を支持する軸受である。そして、この軸受10は、円筒状のシェル11の内周面であって、そのシェルの水平軸上の対向する位置に固定される一対の位置決めプレート12と、前記シェル内周面の下面側に配設される密閉形円弧片16と、その密閉形円弧片16に対向して配設される隙間形円弧片15と、を有する。相隣る隙間形円弧片15又は密閉形円弧片16は、それぞれ位置決めプレート12を介してシェル11の内周面に保持されている。かかる軸受10は、その構成から内張型軸受という。なお、シェル11の水平軸とは、推進軸の重心方向に直交するシェル11の横断面の対称軸AAをいう。
　位置決めプレート12は、例えば、シェル11の内周面にボルトやピンで固定されている。位置決めプレート12は、シェル11の内周面に配設される密閉形円弧片16又は隙間形円弧片15を挟み込んでシェル11の内周面に密着させて保持する。密閉形円弧片16又は隙間形円弧片15をシェル11の内周面に確実に保持するには、例えば、位置決めプレート12に接する密閉形円弧片16又は隙間形円弧片15の側縁面の面出しを行ったうえで嵌め込むのがよい。これにより各密閉形円弧片16又は隙間形円弧片15は、所定の押圧状態でシェル11の内周面に保持される。
　位置決めプレート12の裏面側（シェル11の内周面側）は円弧状でも平板状であってもよく、平板状の場合は成形が容易である。位置決めプレート12の材質は、金属製又は樹脂製でもよい。例えば金属製の場合は銅合金が使用され、例えば樹脂製の場合は炭素繊維強化フェノール樹脂が使用される。金属製の場合は、表面を耐食性ゴムで被うのがよい。
　隙間形円弧片15は、図２（ａ）に示すように、摺動層153、中間層152及び基台151の三層構造体をなしており、両側縁部に溝形成部155が設けられている。位置決めプレート12を介して中間層152及び基台151が相互に押圧されてシェル11の内周面に保持され、相隣る溝形成部155によって水又は海水（冷却水）を流通させる溝18（図１）が形成される。隙間形円弧片15が密閉形円弧片16に接する部分には半溝19が形成される。溝形成部155は、その深さが摺動層153又は摺動層153から中間層152におよぶように設けられる。溝形成部155は、軸受10の冷却に必要な冷却水量Qが供給されるように溝の深さと幅寸法が選択される。上記隙間形円弧片15の成形は、以下に説明する密閉形円弧片16と同様な方法及び材質により成形することができる。
　密閉形円弧片16は、図２（ｂ）に示すように、摺動層163、中間層162及び基台161の三層構造体をなしている。この三層構造体は、例えば、以下の様に形成する。すなわち、先ず平板状の三層構造体を成形して所定幅の素形材を成形し、次に、所定の円弧片形状になるように、両側縁部の傾斜面を形成するとともに基材161の裏面及び摺動層163の表面を弧状に成形する。摺動層163の表面（摺動面）は、水潤滑にかかる水皮膜が形成される部分であるから平滑であるのが好ましい。かかる観点から、微細なキズ、凹凸等であっても水皮膜の形成に悪影響を与えないようなものは許容される。三層構造体は、摺動層163、中間層162及び基台161を接着により成形することができる。位置決めプレート12に接する密閉形円弧片は、切欠け密閉形円弧片17（図２（ｃ））のように位置決めプレート12に接する側縁部に切欠け175を有するものが好ましい。この切欠けにより、摺動層163の端面部の浮き上がりを防止することができる。また、この切欠けは、水皮膜形成に好ましく、摺動層163の応力集中及び摩耗を防止する上で好ましい。
　基台161は、金属製又は樹脂製とすることができる。金属製の基台161として、例えば機械加工性がよく、耐食性のある銅合金を使用することができる。樹脂製の基台161として、繊維強化熱硬化性樹脂、例えば、炭素繊維強化フェノール樹脂を使用することができる。
　中間層162は、デュロメータ硬さ A50～90を有する弾性体が好ましい。例えば、デュロメータ硬さ A50～90の硬度を有するニトリルゴム（NBR）を使用することができる。中間層がゴムの場合は、三層構造体は加硫接着により成形するのがよい。これにより強固な接着構造体を成形することができる。本発明において、中間層162は重要な作用・機能を有している。以下に説明するように、中間層162は、推進軸からの負荷を均一化し、推進軸の摺動層163の摺動面における発熱を抑制し、密閉形円弧片16又は隙間形円弧片15の耐摩耗性及び耐久性を向上させる。
　また、密閉形円弧片16は円周上に均等に隙間なく配置されているので、中間層の弾性変形は推進軸の軸心から見て垂直方向に限定される。このため、摺動層と中間弾性層の接合面に対する剪断方向の変形が無い。そして、摺動層と中間弾性層の付着部分の劣化が抑制される。
　摺動層163は、低摩擦性、耐摩耗性、耐熱性の観点から分子中にふっ素原子（F）を含有する合成高分子化合物が好ましい。例えば、四フッ化エチレン（PTFE）樹脂、四フッ化エチレン・六フッ化プロピレン共重合（FEP）樹脂、四フッ化エチレン・パーフルオロアルコキシエチレン共重合（PFA）樹脂等のフッ素系樹脂を使用することができる。または、ポリアミド樹脂又はフェノール樹脂を使用することができる。
　密閉形円弧片16の円弧片形状にかかる加工は以下のように行われる。例えば、図１（ａ）に示す軸心Oを中心とする半径Rの円弧（成形円弧）を基に摺動層163の表面と基台161の裏面を曲面状に加工する。そして、密閉形円弧片16の両側縁部も相隣る密閉形円弧片16が相互に密接するように軸心Ｏを基に加工する。しかしながら、成形円弧の中心が軸心Oではなく、軸心O’を中心とする芯ずれ（半径R’）にして摺動層163の表面加工をすることができる。芯ずれは、摺動層163の推進軸による負荷を均一にするうえで好ましい。なお、芯ずれ加工は、シェル11自体の曲面加工による方法でもよい。この場合は芯ずれ加工を効率的に行うことができる。
　芯ずれは、推進軸径と軸受内径の間に所定のクリアランスを生ずることになるが、このクリアランスをシェル11の内周面側が小さくなるように配分する。例えば、軸受の内径が360～449mmの場合は、所定のクリアランスが0.8～1.3mmとされ、芯ずれは、Δ＝0.53mmとする（図１（ａ））。
　以上、シェル11の内周面に隙間形円弧片15と密閉形円弧片16を敷き詰めてなる軸受10（内張型軸受）について説明した。この軸受10は、大径の推進軸を支持する軸受として好ましい。また、必要に応じて、隙間形円弧片15又は密閉形円弧片16を容易に交換することができる点で好ましい。しかしながら、以下に説明する一体型の軸受（一体型軸受）は、軸受の効率的かつ経済的な成形が可能であり、特に小型の船舶の軸受として好ましい。
　この一体型軸受は、円筒状のシェルの内周面に、順に弾性体層と摺動層の二層からなる軸受材が固着されてなる船舶の推進軸を支持する軸受である。この軸受の摺動層は、前記シェルの内周面の下面側にあって垂直軸を対称軸とする中心角θが、θ＝60°～180°の範囲の前記推進軸の負荷にかかる負荷作用部分と、その負荷作用部分に対向し、両端部に設けられる水冷溝を最初と最後として複数の所要の水冷溝が設けられてなる冷却作用部分とを有している。ここで、垂直軸とは、推進軸の重心方向に平行なシェルの横断面の対称軸をいう。
　図３に示すように、本一体型の軸受5は、円筒状のシェル1の内周面に、順に弾性体層2と摺動層3の二層からなる軸受材が固着されてなる。先ず、シェルの横断面の推進軸の重心方向に平行な対称軸を垂直軸BBとすると、本軸受5は、シェル1の内周面の下面側にあって垂直軸BBを対称軸とする中心角θが、θ＝60°～180°の範囲の表面を有してなる負荷作用部分3aを有する。そして、本軸受5は、その負荷作用部分3aの両端部に設けられる水冷溝4を最初と最後として複数の所要の水冷溝4が設けられてなる冷却作用部分3bを有している。負荷作用部分3aは、水潤滑にかかる水皮膜が形成される部分であるから、密閉形円弧片16の摺動層163と同様に平滑であるのが好ましい。所要の水冷溝4は、例えば最初の水冷溝4と最後の水冷溝4の間を等間隔に設けることができる。
　本例の軸受5は、以下の様に成形することができる。先ず、シェル1及び中子を金型に装着し、中子に筒状の摺動層形成材を装着後、弾性体形成材を射出成形して軸受素材を成形する。そして、所定の範囲（360°-θ＝180°～300°）に複数の水冷溝4を加工し冷却作用部分3bを形成し、軸受5を成形する。摺動層形成材は、上記隙間形円弧片15の摺動層163又は密閉形円弧片16の摺動層163と同一の材質とすることができる。弾性体形成材は、上記隙間形円弧片15の中間層152又は密閉形円弧片16の中間層162と同一の材質とすることができる。
　本軸受5は、軸受材が摺動層と弾性体層の二層構造を有し、中心角θ、θ＝60°～180°の範囲に負荷作用部分3aを有することに特徴を有する。軸受は、一般に、軸心から下方部分で推進軸の負荷を受け、摺動層の摩耗は当該部分で生じている。このため、軸受5の推進軸の負荷を受ける負荷作用部分3aの大きさはどの程度必要であるかを試験した。摩耗試験結果を図４に示す。図４は、図５に示す軸受内径60φ×長さ60（mm）の軸受を、図６に示す摩耗試験機により摩耗試験を行い、試験後に軸受内径を測定した結果を示すグラフである。図４のグラフに付記する数字は、水冷溝4の本数を示す。水冷溝の本数とは、図５において、θ＝180°は2本（接触面角度157.7°）、θ＝120°は3本（接触面角度100°）、θ＝90°は4本（接触面角度72.2°）である。なお、θ＝60°は6本（接触面角度41.6°）、θ＝45°は8本（接触面角度24.4°）である。水冷溝4のサイズは、深さ3mm×幅6mmであった。
　図６に示す摩耗試験機において、水槽の温度は20°Cに保持されており、水の強制対流は行っていない。軸受は、空圧シリンダにより持ち上げられ、推進軸のスリーブを介して軸受下方側に所定の負荷が掛けられるようになっている。スリーブは、所要のスリーブを推進軸に装着することができる。軸受内径変化量は、周速一定なじみ運転（周速1m/sを一定とし、面圧0.25MPaで24時間、さらに面圧0.50MPaで24時間、面圧1.00MPaで24時間の総計72時間の摩耗試験）を行った後に測定した。なお、軸受内径の測定は、摩耗試験終了後の軸受を室温（20°C）に６時間保持した後に行った。
　図４に示すグラフは、横軸が軸受の接触面角度（θ）、縦軸が軸受の内径変化量を示す。図４によると、接触面角度が160°～80°の範囲は摩耗が緩やかに進行する。しかしながら、接触面角度が80°～40°の間に摩耗が急速に進行する接触面角度が存在するように解される。これは、接触面角度が160°～80°の範囲においては水皮膜が形成され、軸受は適正な水潤滑状態になっていると解される。一方、接触面角度が80°～40°の範囲のある接触面角度以上において水皮膜が不安定な状態又は破壊状態になり、適正な軸受の水潤滑が行われない状態になっていると解される。すなわち、中心角θ、θ＝80°～180°の範囲に負荷作用部分3aを設けるのは好ましい。かかる特性は、内張型軸受（軸受10）についても同様に適用することができる。なお、軸受10は、位置決めプレート12を有しているので、この位置決めプレート12の配置及びサイズを考慮すると、好ましい接触面角度の範囲は、θ＝80°～175°である。なお、以下に説明する試験・検討結果を総合的に判断すると、θ＝60°～175°が好ましく、θ＝80°～175°がより好ましい。
　上述のように、本軸受5は軸受材が摺動層と弾性体層の二層構造を有していることに特徴を有する。図７～図１０に、この弾性体の作用・効果を示す。図７は、軸受内径495mm、軸受長さ2000mmの軸受の摺動面部に生ずる面圧の構造解析値を示す。横軸は各断面位置を示し、プロペラ側の軸受端の横断面位置を0とし、船首側の軸受端横断面位置を2mとする。縦軸は面圧を示す。パラメータFRB（実線）は、軸受材が摺動層をフッ素樹脂（PTFE）、弾性体層をデュロメータ硬さ A70のニトリルゴム（NBR）の二層構造の軸受の場合を示す。RB（破線）は、軸受材が弾性体層（ニトリルゴム）の一層構造の軸受を示す。LB（一点鎖線）は、軸受材をリグナムバイタとする一層構造の軸受を示す。各軸受材の縦弾性係数は、FRBが50MPa、RBが10MPa、LBが2000MPaである。平均面圧（負荷荷重/軸受投影面積）は、0.18MPaであった。
　図７によると、LBの場合は、軸受の両端部に非常に高い面圧を生じており、断面0位置の面圧が最も高く0.8MPaである。中央部分の面圧は広範囲にゼロになっている。RBの場合は、面圧が最も均一化され、面圧は0.08MPa～0.28MPaの範囲になっている。FRBの場合はRBの場合と同等程度に面圧が均一になっている。しかしながら、FRBの場合は、面圧曲線が下に凸の形状をし、面圧は0.02MPa～0.4MPaの範囲にある。そしてFRBの場合は、RBの場合と比較すると面圧が軸受両端部でRBより高く、中央部でRBより低くなっている点で異なっている。FRBの場合は、面圧を均一にするという観点から弾性体層の硬度（デュロメータ硬さ A）は、50～90が好ましい。なお、以下に説明する軸受、例えばFRB16は上記FRBと同等の二層構造であって水冷溝数が16本の軸受を示す。FB16はフッ素樹脂のみ一層構造の軸受を示す。上記LBの例は、軸受FB16に適用することができる。
　図８及び９は、軸受内径60mm×軸受長さ60mmの軸受について周速と摩擦係数の関係を示すグラフである。図１０は、軸受内径60mm×軸受長さ190mmの軸受についてモデル運転試験中の軸部材（水冷溝下部の摺動層又は弾性体層）の温度測定結果を示すグラフである。軸受（図８～１０）の横断面は、図５に示す軸受形状をしている。摩擦係数は、上記周速一定なじみ運転を行った後、各面圧（0.25MPa～1.00MPa）及び各周速（0.10m/s～4.00m/s）で所定時間（0.5h又は1h）の摩耗試験を行って求めた。摩耗試験は、図６に示す摩耗試験機を使用した。水槽の温度は32°Cに保持した。
　図８において、横軸は周速を示し、縦軸は面圧が0.25MPaにおける摩擦係数を示す。パラメータFRB16、FRB8及びFRB2は、軸部材が二層構造で、水冷溝数がそれぞれ16本（接触面角度は12.7°）、8本（接触面角度は24.4°）、2本（接触面角度は157.7°）の軸受の場合を示す。FB16は軸部材が弾性体層を有しない一層構造で、水冷溝数が16本（接触面角度は12.7°）の場合を示す。図８によると、FRB16、FRB8及びFRB2の摩擦係数曲線はほぼ同等で、周速が0.1m/s～1m/sの範囲で摩擦係数が急速に小さくなる。そして、摩擦係数曲線は周速1m/sにおいては0.005になり、それ以降は周速に関係なく一定値になる。一方、FB16の場合は、周速が0.1m/s～1m/sの範囲において摩擦係数が急速に小さくなるが、周速1m/sにおいて0.03である。そして、周速4m/sにおいてFRB16等の二層構造の軸受とほぼ同等（0.007）になっている。すなわち、弾性体層を有する二層構造の軸受の摩擦係数は、水冷溝数が２本の場合が最も小さいが、水冷溝数（２本～１６本）に関わらずほぼ同等であることが分かる。そして、二層構造の軸受は、一層構造の軸受よりも小さい摩擦係数を有することが分かる。
　図８に示すように、摩擦係数が、周速とともに急速に小さくなり、一定の周速以上でほぼ一定になる傾向は、面圧が高くなっても同様な傾向を示す。図９は、二層構造を有する軸受（FRB８）の各種面圧下における摩擦係数を示す。図９によると、低面圧（0.25MPa）で低い摩擦係数を示し、高面圧（1.0Mpa）で高い摩擦係数を示す傾向がみられるが、面圧が異なることによる測定点のばらつきは小さいことが分かる。
　図１０は、モデル運転の周速・面圧一定運転の各サイクルにおける軸受材の温度変化を示すグラフである。図１０（ａ）は、二層構造を有する軸受（FRB16）の軸受材の温度変化を示す。図１０（ｂ）は一層構造の軸受（FB16）の軸受材の温度変化を示す。モデル運転とは、摩耗試験のスリーブ形状を調整することにより軸受両端部の面圧が0.8MPa、平均面圧が0.31MPaとなるように負荷をかけ、周速変化運転と周速・面圧一定運転とを１サイクルとし、これを繰り返す摩耗試験をいう。周速変化運転は、面圧(0.31MPa)を一定にし、0.4m/s×30min、0.6m/s×30min、1.0m/s×30min及び1.6m/s×30minと段階的に周速を上げて行う摩耗試験である。周速・面圧一定運転は、周速（0.6m/s）及び面圧（0.31MPa）で25時間行う摩耗試験である。図中に0～25h、25～50h・・と示す。本例の摩耗試験は、４サイクル行い（総計108時間）、さらに周速変化運転を２時間（総計110時間）行った。
　図１０によると、FRB16の場合は軸受材の温度が36°C～40°Cの範囲でほぼ一定である。これに対し、FB16の場合は、温度が37°C～45°Cの範囲で高く、さらに温度変動が大きいことが分かる。特に、FB16の周速・面圧一定運転（25～50h）の場合の温度変動は大きくなっている。なお、周速変化運転においては、周速を増加すると水冷溝に流入する水量が増加して軸受材の温度が低下する傾向が見られる。かかる現象は、軸受FB16よりも軸受FRB16の場合が顕著であった。
　上記試験後に軸受FRB16と軸受FB16の摩耗量を測定した。軸受FB16の摩耗量は軸受FRB16の摩耗量の2.6倍であった。すなわち、二層構造を有する軸受FRB16は、一層構造を有する軸受FB16と比較すると、摺動層部分の面圧が均一であり、摩擦係数が小さい。そして、軸受FRB16は、稼働中の軸受材の温度が低く安定しており、摩耗量が少ないことが分かる。耐摩耗性は、軸受FRB16が軸受FB16よりも優れている。そして、かかる特徴は、上記の内張型軸受（軸受10）においても適用することができる。また、船舶の軸受の設計値は、一般に周速12m/s以下、面圧0.6MPa以下に設定されており、上記摩耗試験の結果は一般の船舶に適用できる。
　以上、本発明に係る軸受5又は軸受10は、シェル内周面に軸受材として耐摩耗性及び耐熱性に優れる摺動層3、153又は163と、推進軸からの負荷の均一化を図る弾性体層2、中間層152又は中間層162（弾性体層）を有している。そして、それらの軸受5又は軸受10の推進軸に接する内周面には、推進軸からの負荷を担う負荷作用部分3a又は密閉形円弧片が配設された部分（負荷作用部分）と、これらに対向して水冷溝4を有する冷却作用部分3b又は溝18を形成する溝形成部155を有する隙間形円弧片が配設された部分（冷却作用部分）とを有する。この負荷作用部分は、シェル内周面の中心角θ＝60°～180°又は中心角θ＝60°～175°に配設される。この範囲において、水皮膜が安定して形成され水潤滑が行われる。そして、軸受5又は10の所要の冷却が行われるように、冷却作用部分に所要の水冷溝4又は溝18が設けられる。水冷溝4又は溝18に供給される冷却水量Q（kg/hr）は、軸受内径をD（cm）とするとき、Q＞k×D2、D＝15～100（cm）の場合はk＝4とするのがよい。Q＝4×D2は、大型船舶（D＝15～100）において実用上必要とされる冷却水量である。しかしながら、どの程度の冷却水量にするかは、船舶の特性や種類、所要ポンプのコスト等を勘案して決定される。そして、かかる冷却水量の給水に要する水冷溝4又は溝18のサイズ及び個数が決定される。本発明に係る軸受5又は軸受10は、従来の船舶の張出軸受のように推進軸の荷重負荷部分を強制的に冷却する円周溝や給水溝などを要せず、耐摩耗性、耐久性に優れている。また、軸受5又は軸受10は、張出軸受のみならず船尾管軸受にも使用することができる。
　また、本軸受5又は軸受10（本軸受）は、上記のようにその負荷作用部分において摺動面が平滑で弾性体層を含む二層構造を有しており、均一な応力状態にある。このため、本軸受は、以下に説明する図１１、図１２に示すように比較例のような周期的に生ずる異常な振動の発生を防止することができる。また、本軸受は、図１３に示すように水皮膜による水潤滑状態にあり、問題となるスティックスリップ現象の発生を防止することができる。スティックスリップ現象は低周速回転下に生じ易いとされ、低速モードで航行しソナーにより情報を得る海洋調査船や潜水艦において問題とされていたが、本軸受はかかる海洋調査船や潜水艦の推進軸用の軸受として好適に使用することができる。本軸受は、従来の軸受と異なり軸受下部の水冷溝を削除したこと、および、従来の一層構造の軸受と異なり弾性体層を含む二層構造にしたことの相乗効果により、軸受部で生ずる振動を大幅に低減することができるからである。
　図１１は、軸を発明例（FRB2）と比較例（FRB16）の軸受により支持したときのFFT（fast fourier transform）アナライザによる振動解析試験の結果を示す。図１１において、横軸は周期（軸の1回転が0.47、2回転が0.94）、縦軸は振動の強度（m/s2）を示し、白抜き状部分が発明例の振動状態を示す。とげ状に張り出している部分が比較例の振動状態を示す。図１１によると、発明例は小さな安定した振動状態が観察される。一方、比較例は発明例の振動より強い一定幅の振動中に部分的に非常に強い振動が観察される。なお、比較例は、特許文献２又は３に記載の軸受に相当する。
　図１２は、軸を発明例（FRB2）と比較例（FB2）の軸受により支持したときのFFTアナライザによる振動解析試験の結果を示す。図１２において、横軸は周期、縦軸は振動の強度を示し、微細なとげ状の黒線部分が発明例で、灰色部分が比較例である。FB2は、弾性体層のない一層構造で水冷溝数が２の軸受を示す。図１２によると、発明例は、0h～100hにおいて小さな安定した振動が観察される。一方、比較例は、0h～50hにおいて、発明例と同等の小さな安定した強さで振動しているが、75hの0.4回転近辺、100hの0.8回転近辺で強い振動が見られる。なお、比較例は、特許文献１に記載の軸受に相当する。
　軸受5において、接触面角度又は周速が水膜圧強さにどのような影響を与えるかについて、接触問題解析ソフトTED/CPA（Tribology Engineering Dynamics / Contact Problem Analyzer）により解析した。解析結果を図１３に示す。解析条件は、軸受の内径×長さを550φ×1100（mm）、軸受面圧を0.5MPa、周速をそれぞれ0.4、1、2、4（m/s）とした。表１に、接触面角度と溝数の関係を示す。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000001
　図１３は、横軸が接触面角度、縦軸が水膜圧強さを示し、パラメータは周速である。図１３によると、水膜圧強さは、接触面角度が0°～20°において一定であるが、20°～40°において急速に増大している。しかしながら、水膜圧強さの接触面角度に対する増大量は、40°～60°において次第に減少し、60°を越えると急速に減少している。そして、80°以上になると、水膜圧強さは接触面角度に対してほぼ一定状態になる。すなわち、水膜圧強さ曲線は、接触面角度が0°～20°の直線部分から20°～80°の彎曲部分を経て80°以上の一段上の直線部分からなる階段状をしている。
　上記水膜圧強さ曲線が彎曲状を示す部分の水膜圧強さと周速との関係を図１４に示す。図１４は、横軸が周速、縦軸が水膜圧強さを示し、パラメータは接触面角度である。図１４によると、接触面角度22.5～80.3°のいずれの水膜圧強さ曲線もほぼ直線状であり、水膜圧強さは周速に対して比例している。そして、接触面角度が56.7°と80.3°の水膜圧強さ曲線はほとんど重複している。接触面角度が41.7°の水膜圧強さ曲線は、その勾配が接触面角度80.3°の水膜圧強さ曲線の0.8倍になっている。接触面角度が41.7°の水膜圧強さ曲線は、その勾配が接触面角度80.3°の水膜圧強さ曲線の0.25倍になっている。上記図１３～図１４の結果と考察、及び上述の図４に示す摩耗試験の結果と考察を考慮すると、本発明に係る軸受においては、負荷作用部分3aの中心角θは、θ＝60°～180°の範囲が好ましく、θ＝80°～180°の範囲はより好ましいと解される。なお、船舶の周速は、通常走行において周速2～4m/sである。周速4m/sは高速走行に相当し、周速0.4m/sは港内走行に相当する。
　以上、本発明に係る軸受について説明した。本発明に係る軸受は、平滑な表面を有し耐摩耗性及び耐熱性に優れた材質からなる摺動層と、推進軸からの負荷を均一化することができる弾性体層を有しており、低摩擦性、耐摩耗性、耐久性に優れている。そして、本発明は、支持している推進軸の重さによる変形や推進軸の回転により物理的な応力を多く受ける軸受下面側において、水冷溝を排除することで水又は海水と中間弾性層の接触を極少化し、水又は海水による高アルカリ環境又は硫化水素環境による中間弾性層への化学的浸食を抑制し、軸受の耐久性を向上させることができる。
　1　　シェル
　2　　弾性体層
　3　　摺動層
　4　　水冷溝
　5　　軸受
　10　　軸受
　11　　シェル
　12　　位置決めプレート
　15　　隙間形円弧片
　　151　基台
　　152　中間層
　　153　摺動層
　　155　溝形成部
　16　　密閉形円弧片
　　161　基台
　　162　中間層
　　163　摺動層
　17　　切欠け密閉形円弧片
　18　　溝
　19　　半溝

Claims (5)

  1. 　船舶の推進軸を支持する円筒状のシェルの内周面に、一対の位置決めプレートと、複数の密閉形円弧片及び隙間形円弧片が配設されてなる軸受であって、
    　前記位置決めプレートは、前記シェルの水平軸上の対向する位置に固定され、
    　前記密閉形円弧片は、前記シェルの下面側に配設されて前記推進軸の負荷にかかり、摺動層、弾性体からなる中間層及び前記シェルの内周面に密接する基台の三層構造体であって、前記位置決めプレートを介して相隣るそれぞれの摺動層、中間層及び基台が相互に押圧されて前記シェルの内周面に保持され、
    　前記隙間形円弧片は、前記密閉形円弧片に対向して配設され、摺動層、弾性体からなる中間層及び前記シェルの内周面に密接する基台の三層構造体であって、両側縁部に溝形成部を有し、前記位置決めプレートを介して前記中間層及び基台が相互に押圧されて前記溝形成部が冷却水を流通させる溝を形成し、前記シェルの内周面に保持されてなる軸受。
    　ここで、シェルの水平軸とは、推進軸の重心方向に直交するシェルの横断面の対称軸である。
  2. 　密閉形円弧片は、シェルの内周面の60°～175°の範囲に敷き詰められてなることを特徴とする請求項１に記載の軸受。
  3. 　摺動層は、分子中にふっ素原子（F）を含有する合成高分子化合物、ポリアミド樹脂又はフェノール樹脂からなることを特徴とする請求項１に記載の軸受。
  4. 　中間層は、デュロメータ硬さ A50～90を有する弾性体が基台に接着されてなるものであることを特徴とする請求項１に記載の軸受。
  5. 　円筒状のシェルの内周面に、順に弾性体層と摺動層の二層からなる軸受材が固着されてなる船舶の推進軸を支持する軸受であって、
    　前記摺動層は、前記シェルの内周面の下面側にあって垂直軸を対称軸とする中心角θが、θ＝60°～180°の範囲の前記推進軸の負荷にかかる負荷作用部分と、その負荷作用部分に対向し、両端部に設けられる水冷溝を最初と最後として複数の所要の水冷溝が設けられてなる冷却作用部分とを有する軸受。
    　ここで、垂直軸とは、推進軸の重心方向に平行なシェルの横断面の対称軸をいう。
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