JP2017009043A - 軸受装置およびポンプ - Google Patents

Abstract

【課題】回転軸の回転速度が高速化しても、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。【解決手段】本発明の軸受装置は、回転軸１に固定されたオイルディスク１１によって、潤滑油を潤滑油貯槽１０からかき上げて軸受３２に供給する。軸受装置は、オイルディスク１１によってかき上げられた潤滑油を、軸受３２まで延びる潤滑油通路１７に導くガイドケーシング１５を含み、ガイドケーシング１５は、オイルディスク１１の側面に対向する内側面３５、およびオイルディスク１１の外周面に対向する内周面３７を有する。内周面３７は、大径面３７Ａと、小径面３７Ｂと、大径面３７Ａと小径面３７Ｂとを接続する壁面３７Ｃとで構成され、壁面３７Ｃは、オイルディスク１１の回転方向において、潤滑油通路１７の入口１７ａの下流側に位置している。【選択図】図６

Description

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、回転軸の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１４乃至図１６に示される。図１４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１５は、強制給油装置の配管及び計器系統図である。図１６（ａ）および図１６（ｂ）は、強制給油装置を用いた場合におけるポンプの配置を示す概略側面図および概略平面図である。

図１４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。図１５に示すように、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、図１６（ａ）および図１６（ｂ）に示すように、横軸ポンプ１００やこの横軸ポンプ１００を駆動するための電動機２００の設置スペースに加えて、強制給油装置２６の設置スペースが必要となる。この場合、強制給油装置２６を構成する各構成要素の体積が大きいため、強制給油装置２６用の設置スペースも大きくなる。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、回転機械としての市場における製品競争力を低下させる原因となりうる。

次に、自己潤滑装置を用いた従来の軸受装置の一例を図１７に示す。図１７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を高い回転速度で回転させると、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に対するオイルリング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。

このような理由から、オイルリング式の自己潤滑装置が採用された横軸ポンプには、回転軸１の回転速度の上限が必然的に存在する。そのため、上限を超えた回転速度がポンプに要求される場合は、強制給油装置の採用を余儀なくされていた。しかしながら、強制給油装置が採用される横軸ポンプは、上述したように、大型の設備となることから、市場における競争力が低下するおそれがある。

さらに、軸受への潤滑油の供給量が過剰であった場合には、軸受部における摩擦損失が増大するため、軸受部温度上昇の一因となる。従来の自己潤滑方式では、オイルリング２０から軸受への潤滑油の供給量を制御することが極めて困難である。このため、過度な量の潤滑油が軸受に供給されたときに、本来冷却作用を期待している潤滑油が摩擦増大による発熱原因となってしまい、期待した作用とは逆効果が生じてしまう。

特許文献１に開示される自己潤滑式軸受装置では、別置の強制給油装置を設置する必要はない。しかしながら、潤滑油を循環させるための配管を、軸受装置の外部または内部に配置する必要があり、また、起動時の補助給油手段としてオイルリングを必要とする。

特許文献２に開示される軸受装置においては、回転軸に固定されたディスクに対向する樹脂製のオイルケースが設けられる。このオイルケースは樹脂製であるため、当該オイルケースが磨耗してディスクとの隙間が広がった場合に、潤滑油の吸い上げ能力が低下して、軸受への給油量が不足するという問題がある。また、この軸受装置では、ディスクに付着した潤滑油を、ディスクの回転による遠心力でディスク外縁に集め、ディスクの外周円弧面でオイルケースによる回収を行う。しかしながら、潤滑油が外周円弧面からあふれて飛散したり、外周円弧面以外の部分から潤滑油が飛散したりしてしまう。また、潤滑油は、遠心力でディスク外縁に集まる潤滑油の圧力を利用して、可撓性管を介してディスクの外周よりも上方に持ち上げられ、さらに可撓性管よりも外側に設けられた導入孔を通してジャーナル軸受に供給される。そのため、軸受装置全体として径方向に大型であり、導入孔の加工も複雑であり、手間がかかる。

特許文献３には、オイルリングによりかき上げられたオイルを軸受へ導く技術が開示されている。しかしながら、この技術を用いた場合の軸受への潤滑油供給量は運転条件に依存して変化する。また、回転軸の高速回転に伴ってオイルリングが回転軸に追随しなくなる上述の問題に関しては考慮されていない。さらに、オイルリングの回転により油面から飛翔する潤滑油の量は、回転軸の回転速度の増大と共に増加することが予測される。特許文献３に開示される発明では、回転軸の軸方向への潤滑油の散失に関して何ら考慮されていないため、軸受装置の軸封部等からの油漏れが懸念される。

特許文献４には、給油円板を用いて給油室からかき上げた潤滑油を、案内板を介して軸受へ導く車両駆動用電動機が開示されている。しかしながら、特許文献４には、回転子軸の回転速度（すなわち、給油円板の回転速度）について言及されていないため、車両駆動用電動機の運転条件が不明である。さらに、特許文献４に開示される案内板は、給油円板の最頂部位置よりも上方で、かつ給油円板に対して軸方向にオフセットされて配置されている。言い換えると、案内板は、給油円板の半径方向の延長線上には存在しない。

ここで、近年のポンプの技術分野では、ポンプの小型化、およびそれに伴う運転条件の変化に伴って、オイルディスクはその回転速度が１０００〜３６００ｍｉｎ^−１程度である非常に高い回転速度での運転を余儀なくされている。また、運転中の発熱防止、および粘性による回転損失の低減のために、粘性が低い潤滑油がポンプの軸受装置に用いられる傾向がある。オイルディスクによりかき上げられる潤滑油の挙動は該潤滑油の粘性、およびオイルディスクの回転速度にしたがって大きく変化する。特に、１０００ｍｉｎ^−１以上の高回転速度で回転するオイルディスクによってかき上げられた潤滑油は、強大な遠心力によりオイルディスクの半径方向外側へ飛散する。

したがって、特許文献４に開示される案内板を用いた技術をポンプの軸受装置に用いた場合、案内板の配置位置であるオイルディスクの最頂部位置よりも上方まで、潤滑油をかき上げることは物理的に非常に困難である。そのため、特許文献４に開示される技術を用いてポンプの軸受装置の潤滑油を給油室から案内板までかき上げるためには、オイルディスクを１０００ｍｉｎ^−１の回転速度よりも低い回転速度で回転させるか、または非常に粘性の高い潤滑油を用いなければならない。この運転条件は、オイルディスクを１０００〜３６００ｍｉｎ^−１程度の非常に高い回転速度で回転させ、かつ粘性が低い潤滑油を用いることを要求されているポンプの軸受装置の運転条件とは正反対である。したがって、特許文献４に開示される技術を、そのままポンプの軸受装置に用いることはできない。

さらに、特許文献４に開示される案内板は、給油円板の最頂部位置よりも上方に一つだけ設けられ、かつ給油円板に対して軸方向にオフセットされて配置されている。オイルディスクは、上述のように１０００ｍｉｎ^−１以上の高回転速度で回転されるため、オイルディスク表面に付着した（濡れた）潤滑油が有する速度成分は、ほとんどが半径方向外側向きの成分、およびオイルディスクの回転方向の成分となる。したがって、特許文献４に開示されている構成では、オイルディスクから案内板に到達する潤滑油の量は少なく、潤滑油を適切に軸受に導くことができない。

ポンプの軸受装置に用いるような低粘度の潤滑油を高回転速度で回転するオイルディスクでかき上げて、該潤滑油を適切に軸受に供給するためには、オイルディスク周辺に配置された構成要素の形状および寸法などを好適に設定する必要がある。しかしながら、特許文献４は、低粘度の潤滑油を高回転速度で回転する給油円板により適切に軸受に供給するための、給油円板の周辺の構成に関する記述がない。

特許文献５には、改良された形状を有する遠心流惹起部材を用いて、潤滑油を軸受に供給するための技術が開示されている。しかしながら、特許文献５は、低粘度の潤滑油を高回転速度で回転する遠心流惹起部材により適切に軸受に供給するための、遠心流惹起部材の周辺の構成に関する記述がない。

また、上記したいずれの特許文献に開示された従来の自己潤滑型軸受装置においても、軸受への過度の潤滑油供給が転がり軸受、およびすべり軸受のいずれに対しても及ぼす影響、すなわち回転損失の増大とそれに伴う発熱に対する対策については全く言及されていない。したがって、上述した従来の自己潤滑型軸受装置は、回転速度、回転軸径、使用する潤滑油粘度、および周辺温度や作動時間による油粘度変化等を考慮した適切な自己潤滑技術を提供しているとは言い難い。さらに他の関係文献、先行技術においても、過度な潤滑油供給量を抑制し、潤滑油供給量を好適化することに関する技術は見当たらない。

特許第３６３７２６９号公報 特開２００２−１８８６３７号公報 特開昭５８−６３０５０号公報 特開２００６−３４５６７５号公報 特開２０１１−４３２０７号公報

本発明は、上述した従来の問題点に鑑みてなされたもので、回転軸の回転速度が高速化しても、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と、前記軸受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、前記軸受まで延びる潤滑油通路と、前記オイルディスクによってかき上げられた潤滑油を前記潤滑油通路に導くガイドケーシングと、を備え、前記ガイドケーシングは、前記オイルディスクの側面に対向する内側面、および前記オイルディスクの外周面に対向する内周面を有し、前記内側面には、前記潤滑油通路の入口が形成され、前記内周面は、大径面と、小径面と、前記大径面と前記小径面とを接続する壁面と、で構成され、前記オイルディスクの中心から前記大径面までの距離は、前記オイルディスクの中心から前記小径面までの距離よりも大きく、前記壁面は、前記オイルディスクの回転方向において、前記潤滑油通路の入口の下流側に位置し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、前記オイルディスクの中心から前記大径面までの距離をＤ１とし、前記オイルディスクの中心から前記小径面までの距離をＤ２とし、前記オイルディスクの中心から前記潤滑油通路の入口の中心までの距離をＲとし、前記潤滑油通路の入口の半径をｒとしたときに、距離Ｄ１、距離Ｄ２、距離Ｒ、および半径ｒには、以下の式（１）の関係が成り立つことを特徴とする。
Ｄ１＞Ｒ−ｒ≧Ｄ２ ・・・（式１）
本発明の好ましい態様は、前記ガイドディスクの内側面と前記オイルディスクの側面との間の隙間は、４ｍｍ〜６ｍｍの範囲にあることを特徴とする。
本発明の好ましい態様は、前記壁面が、前記オイルディスクの半径方向と平行に延びることを特徴とする。
本発明の好ましい態様は、前記壁面は、前記オイルディスクの半径方向外側に延びながら、該半径方向に対して前記オイルディスクの回転方向に傾斜していることを特徴とする。

本発明の好ましい態様は、前記内側面には、前記潤滑油通路の入口に接続された潤滑油導入溝が形成されており、前記潤滑油導入溝は、前記オイルディスクの側面に隣接していることを特徴とする。
本発明の好ましい態様は、前記軸受は、前記回転軸上に直列に配置された少なくとも２つの軸受のうちの一つであり、前記少なくとも２つの軸受の間には、環状の間座が配置されることを特徴とする。
本発明の好ましい態様は、前記間座は、その外周面から内周面まで延びる給油孔を有しており、前記給油孔は前記潤滑油通路に接続され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、前記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、回転軸と一体に回転するオイルディスクにかき上げられた潤滑油は、オイルディスクの半径方向外側に移動して、オイルディスクの外周面と、ガイドケーシングの内周面の一部である大径面との間に形成されたボリュート流路に飛散する。ボリュート流路に飛散した潤滑油は、オイルディスク１１によりかき上げられた際に得た周方向速度成分、およびこの潤滑油と回転するオイルディスクの間で発生する摩擦力により、オイルディスクの回転方向に移動して、ガイドケーシングの内周面の一部である壁面に衝突する。壁面に衝突した潤滑油の移動速度は０になるため、潤滑油の動圧が壁面近傍で静圧に変換され、静圧が上昇した潤滑油が、衝突壁面近傍に一時的に滞留することになる。壁面は、潤滑油通路の入口の下流側に位置しているので、静圧が上昇した潤滑油は、潤滑油通路に流れ込み、該潤滑油通路を通って軸受に供給される。その結果、回転軸の回転速度が高速化した場合であっても、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。

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。 図４（ａ）は、図３に示された軸受装置で用いられるオイルディスクの一例を示す平面図であり、図４（ｂ）は、図４（ａ）に示されたオイルディスクの断面図である。 オイルディスクとガイドケーシングを示す拡大断面図である。 図３のＡ−Ａ線矢視図である。 壁面がオイルディスクの半径方向外側にいくにしたがって、オイルディスクの回転方向に傾斜して延びる様子を示す図である。 図３のＢ−Ｂ線断面図である。 壁面がガイドケーシングの内周面に形成される場合の、潤滑油通路に供給される潤滑油量を示すグラフである。 壁面がガイドケーシングの内周面に形成されない場合の、潤滑油通路に供給される潤滑油量を示すグラフである。 オイルディスクの側面とガイドケーシングの内側面との間の隙間が４ｍｍに設定された場合の、潤滑油通路に供給される潤滑油量を示すグラフである。 オイルディスクの側面とガイドケーシングの内側面との間の隙間が６ｍｍに設定された場合の、潤滑油通路に供給される潤滑油量を示すグラフである。 複数の壁面が設けられる例を示した模式図である。 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。 図１６（ａ）は、強制給油装置を用いた場合におけるポンプの配置を示す概略側面図であり、図１６（ｂ）は、強制給油装置を用いた場合におけるポンプの配置を示す概略平面図である。 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。

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。
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。この回転軸１は、例えば、回転速度が１０００〜３６００ｍｉｎ^−１程度の非常に高い回転速度で回転される。

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。

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給油装置が採用されている。スラスト軸受ユニット９Ａには、後述する本発明の構成が適用される。

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。この回転軸１は、例えば、回転速度が１０００〜３６００ｍｉｎ^−１程度の非常に高い回転速度で回転される。

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給油装置が採用されている。スラスト軸受ユニット９Ａには、後述する本発明の構成が適用される。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。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内の油面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（図示せず）が設けられており、この冷却ジャケット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１１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１１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。回転軸１は、例えば、回転速度が１０００〜３６００ｍｉｎ^−１程度の非常に高い回転速度で回転されるので、オイルディスク１１も１０００〜３６００ｍｉｎ^−１程度の非常に高い回転速度で回転する。オイルディスク１１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１１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。オイルディスク１１がかき上げる潤滑油量を増加させるために、オイルディスク１１の周縁部には、様々な起伏形状を設けてもよい。

図４（ａ）は、図３に示された軸受装置で用いられるオイルディスク１１の一例を示す平面図であり、図４（ｂ）は、図４（ａ）に示されたオイルディスク１１の断面図である。図４（ａ）および図４（ｂ）に示されるオイルディスク１１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１１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１１の周方向に延びる円弧状に形成される。

図４（ａ）に示されるように、オイルディスク１１の中心に形成された貫通孔の内周面にはキー溝１１ａが形成されている。このキー溝１１ａに、回転軸１の外周面に形成されたキー（図示せず）が差し込まれるように、回転軸１がオイルディスク１１の貫通孔に挿入される。これらキーとキー溝１１ａとの係合により、回転軸１のトルクはオイルディスク１１に伝達され、オイルディスク１１は回転軸１と一体に回転する。したがって、オイルディスク１１は回転軸１と常に同じ回転速度で回転する。

図３に示すように、軸受装置９は、オイルディスク１１によりかき上げられた潤滑油が周囲に飛散することを防止するため、および潤滑油がオイルディスク１１の両側から落下することを防止するためのガイドケーシング１５を有する。

図５は、オイルディスク１１とガイドケーシング１５を示す拡大断面図である。図６は、図３のＡ−Ａ線矢視図である。図６では、オイルディスク１１が仮想線（二点鎖線）で描かれている。図５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１１に近接して配置される。本実施形態のガイドケーシング１５は、オイルディスク１１の両側面（軸方向に沿って並ぶ２つの側面）を挟み込むように対向して配置された、２つの環状のガイドディスク１５Ａ，１５Ｂと、ガイドディスク１５Ａ，１５Ｂの外周面に接するように配置されたハウジング１５Ｃからなる。ガイドディスク１５Ａ，１５Ｂ、およびハウジング１５Ｃによりオイルディスク１１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。オイルディスク１１の外周面は、オイルディスク１１の両側面の間に位置する最外周面である。図５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１１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、およびハウジング１５Ｃにより構成されているが、オイルディスク１１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。

ガイドケーシング１５の内面は、オイルディスク１１の両側面および外周面に近接して配置され、オイルディスク１１の両側面および外周面に対向している。より具体的には、ガイドケーシング１５は、オイルディスク１１の一方の側面５２に対向する内側面３５と、オイルディスク１５の他方の側面に対向する内側面３６と、オイルディスク１１の外周面に対向する内周面３７を有する。図５に示した例では、内側面３５は、ガイドディスク１５Ａの側面によって形成され、内側面３６は、ガイドディスク１５Ｂの側面によって形成され、内周面３７は、ハウジング１５Ｃの内周面によって形成される。

図６に示されるように、ガイドケーシング１５の内周面３７は、大径面３７Ａと、小径面３７Ｂと、大径面３７Ａと小径面３７Ｂとを接続する壁面３７Ｃにより構成される。すなわち、オイルディスク１１の回転方向において、大径面３７Ａの下流側の端部は、小径面３７Ｂの上流側端部に壁面３７Ｃを介して接続される。オイルディスク１１の中心Ｃから大径面３７Ａまでの距離Ｄ１は、オイルディスク１１の中心Ｃから小径面３７Ｂまでの距離Ｄ２よりも大きい。

図６に示した実施形態では、壁面３７Ｃは、オイルディスク１１の回転方向において、潤滑油通路１７（後述する）の入口１７ａの下流側に位置している。より具体的には、本実施形態の壁面３７Ｃは、オイルディスク１１の回転方向における潤滑油通路１７の入口１７ａの下流側で、かつ該入口１７ａに近接して配置されている。この壁面３７Ｃは、オイルディスク１１の半径方向に延びており、壁面３７Ｃによって、大径面３７Ａが小径面３７Ｂに接続される。

さらに、オイルディスク１１の中心Ｃから大径面３７Ａまでの距離をＤ１とし、オイルディスク１１の中心Ｃから小径面３７Ｂまでの距離をＤ２とし、オイルディスク１１の中心Ｃから潤滑油通路１７の入口１７ａの中心までの距離をＲとし、潤滑油通路１７の入口１７ａの半径をｒとしたときに、距離Ｄ１、距離Ｄ２、距離Ｒ、および半径ｒには、以下の式（１）の関係が成り立つ。
Ｄ１＞Ｒ−ｒ≧Ｄ２ ・・・（式１）

式（１）は、回転軸１の軸方向から軸受装置を見たときに、小径面３７Ｂが潤滑油通路１７の入口１７ａと接するか、または該入口１７ａよりもオイルディスク１１の中心Ｃに近い位置にあることを表す。さらに、式（１）は、大径面３７Ａが小径面３７Ｂよりもオイルディスク１１の中心Ｃから遠い位置で、かつオイルディスク１１の半径方向において入口１７ａの少なくとも一部を覆う位置にあることを表す。

さらに、図７に示すように、壁面３７Ｃは、オイルディスク１１の半径方向外側に延びながら、該半径方向に対してオイルディスク１１の回転方向に傾斜していてもよい。オイルディスク１１の半径方向に対する壁面３７Ｃの傾斜角度θは、０〜６０°の範囲にあるのが好ましい。

図５に示されるように、オイルディスク１１の側面５２とガイドケーシング１５の内側面３５との間には、軸方向の隙間Ｗ１が形成される。さらに、図５および図６に示されるように、オイルディスク１１の外周面とガイドケーシングの内周面３７の大径面３７Ａの間には、オイルディスク１１の半径方向の隙間Ｗ２が形成され、オイルディスク１１の外周面とガイドケーシング１５の内周面３７の小径面３７Ｂの間には、オイルディスク１１の半径方向の隙間Ｗ３が形成される。本実施形態の大径面３７Ａは、オイルディスク１１の外周面と大径面３７Ａとの間の隙間Ｗ２の大きさを維持ししたまま、油面１０Ａから潤滑油通路１７の入口１７ａの下流側まで延びる。さらに、本実施形態の小径面３７Ｂは、オイルディスク１１の外周面と小径面３７Ｂとの間の隙間Ｗ３の大きさを維持ししたまま、壁面３７Ｃから油面１０Ａまで延びる。

オイルディスク１１にかき上げられた潤滑油を壁面３７Ｃに到達させるために、隙間Ｗ１，Ｗ２，Ｗ３は、オイルディスク１１の回転速度、潤滑油の物性値、潤滑油の温度などのポンプ運転条件に基づいて設定される。例えば、オイルディスク１１の側面とガイドケーシング１５の内側面３５との間の隙間Ｗ１は４〜６ｍｍの範囲にあり、オイルディスク１１の外周面とガイドケーシングの内周面３７の大径面３７Ａの間の隙間Ｗ２は１５ｍｍであり、オイルディスク１１の外周面とガイドケーシングの内周面３７の小径面３７Ｂの間の隙間Ｗ３は１ｍｍである。隙間Ｗ１，Ｗ２，Ｗ３は、好ましくは、オイルディスク１１の回転速度、潤滑油の物性値、潤滑油の温度などのポンプ運転条件に基づいた実験やシミュレーションなどを用いて適正な値に設定される。

図６に示されるように、ガイドケーシング１５の内側面３５には、オイルディスク１１がかき上げた潤滑油をスラスト軸受ユニット９Ａに供給するための潤滑油通路１７の入口１７ａが形成される。図３および図５に示されるように、本実施形態の潤滑油通路１７は、ガイドケーシング１５に形成された入口１７ａから回転軸１に向かって傾斜して延びて、さらに、回転軸１の軸方向に垂直な方向に延びてスラスト軸受ユニット９Ａに達する。潤滑油通路１７は、ガイドケーシング１５に形成された入口１７ａから回転軸１の軸方向と平行に延び、さらに、回転軸１の軸方向に垂直な方向に延びてスラスト軸受ユニット９Ａに達してもよい。あるいは、潤滑油通路１７は、ガイドケーシング１５に形成された入口１７ａから回転軸１に向かって傾斜して延びて、さらに、回転軸１の軸方向に垂直な方向から傾斜して延びてスラスト軸受ユニット９Ａに達してもよい。

軸受装置は、１本の潤滑油通路１７を有していてもよく、複数本の潤滑油通路１７を有していてもよい。本実施形態のガイドケーシング１５の内側面３５には、２つの入口１７ａが形成されている。一方の入口１７ａは、オイルディスク１１の最頂部よりも上方に形成される。オイルディスク１１の最頂部は、該オイルディスク１１の中心Ｃを通る水平面に対して９０°だけ回転方向に回転した位置であり、時計では１２時位置に対応する。以下では、説明の便宜上、オイルディスク１１の最頂部よりも上方に配置された一方の入口１７ａを１２時位置に配置された入口１７ａと称する。他方の入口１７ａは、該オイルディスク１１の中心Ｃを通る水平面に対して４５°だけ回転方向に回転した位置に配置されており、他方の入口１７ａは、時計では１０時半位置に配置されている。以下では、説明の便宜上、オイルディスク１１の中心Ｃを通る水平面に対して４５°だけ回転方向に回転した位置に配置された入口１７ａを、１０時半位置に配置された入口１７ａと称する。本実施形態では、１２時位置と１０時半位置に設けられた２つの入口１７ａが形成されている。したがって、軸受装置は、２本の潤滑油通路１７を有する。

本実施形態によれば、回転軸１と一体に回転するオイルディスク１１にかき上げられた潤滑油は、オイルディスク１１の半径方向外側に移動して、オイルディスク１１の外周面と、ガイドケーシング１５の内周面３７の一部である大径面３７Ａとの間に形成されたボリュート流路５３（図６参照）に飛散する。このボリュート流路５３の終端は、壁面３７Ｃである。ボリュート流路５３に飛散した潤滑油は、オイルディスク１１によりかき上げられた際に得た周方向速度成分、およびこの潤滑油と回転するオイルディスク１１との間に発生する摩擦力により、オイルディスク１１の回転方向に移動して、ガイドケーシング１５の内周面３７の一部である壁面３７Ｃに衝突する。すなわち、オイルディスク１１の周方向の速度成分を有する潤滑油が壁面３７Ｃに衝突する。壁面３７Ｃに衝突した潤滑油の移動速度は０になるため、潤滑油の動圧が壁面３７Ｃ近傍で潤滑油の静圧に変換され、静圧が上昇した潤滑油が、壁面３７Ｃ上で滞留する。壁面３７Ｃは、オイルディスク１１の回転方向において、潤滑油通路１７の入口１７ａの下流側に位置しているので、静圧が上昇した潤滑油は、ガイドケーシング１５の内側面３５に開口した潤滑油通路１７に流れ込み、該潤滑油通路１７を通ってスラスト軸受ユニット９Ａに供給される。その結果、回転軸１の回転速度が高速化した場合であっても、潤滑油を適切な量でスラスト軸受ユニット９Ａへ安定的に供給することができる。

さらに、潤滑油通路１７の形態（例えば、断面積、長さ、オイルディスク回転方向に対する通路方向、および表面粗さ等の流動抵抗因子、または通路途上に設けた過剰潤滑油の排出孔等）を好適に設計することにより、スラスト軸受ユニット９Ａへの潤滑油の供給量を最適化することができる。したがって、スラスト軸受ユニット９Ａに供給される潤滑油の量が適切に維持される。さらに、ガイドケーシング１５によってオイルディスク１１からかき上げられる潤滑油の飛散範囲が限定されるため、軸封装置８からの潤滑油漏洩を防止することもできる。

図６に示されるように、ガイドケーシング１５の内側面３５に、複数の潤滑油導入溝１６を設けてもよい。これら潤滑油導入溝１６は、オイルディスク１１の側面に近接して配置され、回転軸１の近傍からオイルディスク１１の半径方向外側に延びる溝である。潤滑油導入溝１６の外側端部は、スラスト軸受ユニット９Ａに潤滑油を送る潤滑油通路１７の入口１７ａに接続される。

これらの潤滑油導入溝１６は、ガイドケーシング１５の上側半分に位置している。潤滑油導入溝１６は、オイルディスク１１がかき上げた潤滑油、およびボリュート流路５３に飛散した潤滑油を潤滑油通路１７に導くために設けられている。

オイルディスク１１にかき上げられ、ボリュート流路５３に飛散する潤滑油には、上述のように該潤滑油とオイルディスク１１との間に発生する摩擦力、重力、およびオイルディスク１１の回転による遠心力が作用する。このボリュート流路５３を移動する潤滑油には、特に遠心力、および摩擦力が非常に大きく作用すると考えられるため、潤滑油は、オイルディスク１１の半径方向と周方向の速度成分を有し、らせん状に移動していると考えられる。潤滑油導入溝１６を設けた場合、軸方向における潤滑油の流路幅が増すことにより、潤滑油の流動抵抗が低下し、その結果、潤滑油導入溝１６を流れる潤滑油の量を増加させることができる。実験結果からも、潤滑油導入溝１６をガイドケーシング１５の内側面３５に設けた場合、潤滑油導入溝１６を内側面３５に設けない場合よりも潤滑油通路１７へ流れる潤滑油の量が多くなる結果が得られた。

図６に示される潤滑油導入溝１６は、半径方向内側から潤滑油通路１７の入口１７ａまで直線状に延びている。さらに、オイルディスク１１からかき上げられた潤滑油はらせん状に移動するので、潤滑油通路１７の入口１７ａから潤滑油導入溝１６が延びる方向は、オイルディスク１１の半径方向に対して、オイルディスク１１の回転方向の上流側に傾いている。オイルディスク１１の半径方向に対する潤滑油導入溝１６の角度は、例えば、３０度〜６０度の範囲である。潤滑油導入溝１６の傾き角度は、回転軸１の回転速度などの運転条件、潤滑油の粘度などの物性値、およびスラスト軸受ユニット９Ａに必要な潤滑油供給量などを考慮して適宜設定される。潤滑油導入溝１６を、運転条件、潤滑油の物性値などの諸元に応じた適切な曲率半径を有する円弧状の溝としてもよい。

図３および図５に示されるように、この実施形態のスラスト軸受ユニット９Ａは、回転軸１上に直列に配置された２つの軸受３１，３２と、これらの軸受３１，３２の間に配置された環状の間座（スペーサ）１９とを有している。軸受３１，３２としては、回転軸１の軸方向荷重および半径方向荷重の両方を受けることができるアンギュラ玉軸受が使用される。このアンギュラ玉軸受は、ラジアル軸受およびスラスト軸受として機能する。間座１９は、軸受３１，３２へ潤滑油を均等に供給するための潤滑油ガイドとしても機能する。３つ以上の軸受を設けてもよい。この場合も、隣接する２つの軸受の間に間座１９が配置される。

図８は、図３のＢ−Ｂ線断面図である。間座１９の外周部には、潤滑油通路１７から供給された潤滑油を軸受３１，３２へ効率的に分配するための複数の給油孔１８が設けられている。各給油孔１８は、間座１９の外周面から内周面まで延びている。給油孔１８の径は、回転軸１の回転速度などの運転条件、潤滑油の粘度などの物性値、およびスラスト軸受ユニット９Ａに必要な潤滑油供給量などを考慮して、適宜設定される。

ガイドケーシング１５の内周面３７に壁面３７Ｃが設けられる場合に、潤滑油通路１７に供給される潤滑油量と、該壁面３７Ｃが設けられない場合に、潤滑油通路１７に供給される潤滑油量とを比較する比較実験を行った。この比較実験の結果が図９および図１０に示される。

図９は、上述した実施形態に係る軸受装置を用いた場合（すなわち、壁面３７Ｃがガイドケーシング１５の内周面３７に形成される場合）の、潤滑油通路１７に供給される潤滑油量を示すグラフである。図９に結果が示される実験の条件では、オイルディスク１１の側面とガイドケーシング１５の内側面３５との間の隙間Ｗ１が４ｍｍに設定され、オイルディスク１１の外周面とガイドケーシング１５の内周面３７の大径面３７Ａとの間の隙間Ｗ２は１５ｍｍに設定され、オイルディスク１１の外周面とガイドケーシングの内周面３７の小径面３７Ｂとの間の隙間Ｗ３は１ｍｍに設定された。また、実験で使用されたオイルディスク１１は、図４に示される溝５０を有するオイルディスク１１である。ガイドケーシング１５の内側面３５には、２つの潤滑油通路１７の入口１７ａが形成され、該入口１７ａは、図６に示されるように、１２時位置と１０時半位置に配置されている。壁面３７Ｃは、図６に示されるように、オイルディスク１１の回転方向において、１２時位置の入口１７ａの下流側に配置されている。さらに、ガイドケーシング１５の内側面３５には、図６に示される直線状の潤滑油導入溝１６が形成されている。

図１０は、壁面３７Ｃがガイドケーシング１５の内周面３７に形成されない場合の、潤滑油通路１７に供給される潤滑油量を示すグラフである。図１０に結果が示される実験では、ガイドケーシング１５の内周面３７は、回転軸１の中心Ｃからの距離が一定のまま延びる円弧面だけで構成されている。すなわち、ガイドケーシング１５の内周面３７には、大径面３７Ａおよび小径面３７Ｂの区別がない、一定の半径を有する円弧面として形成される。したがって、ガイドケーシング１５の内周面３７には、壁面３７Ｃは形成されない。オイルディスク１１の外周面とガイドケーシング１５の内周面３７との間の隙間は１ｍｍに設定された。これらの条件以外の実験の条件は、図９に結果が示される実験の条件と同一である。

図９および図１０において、縦軸は、潤滑油通路１７に供給される潤滑油量を表す。図９および図１０に示される潤滑油量は、回転軸１が１０００〜３６００ｍｉｎ^−１の高回転速度で回転したときに、軸受の潤滑および冷却に要求される目標潤滑油量を１００％とした場合に、この目標潤滑油量に対する割合で表される。一方で、横軸は、オイルディスク１１の回転速度を表す。図９および図１０において、実線は、１２時位置に配置された入口１７ａから潤滑油通路１７に供給された潤滑油量を表し、点線は、１０時半位置に配置された入口１７ａから潤滑油通路１７に供給された潤滑油量を表す。また、オイルディスク１１がかき上げる潤滑油の挙動を観察するために、実験で用いられた軸受ケーシングおよびガイドケーシング１５は、透明な材料（例えば、透明なアクリル樹脂、または透明な塩化ビニル樹脂）から製作された。

図９に示されるように、オイルディスク１１の回転速度が１０００〜３６００ｍｉｎ^−１であるときに、１２時位置に配置される入口１７ａから潤滑油通路１７に供給される潤滑油量は、目標潤滑油量よりも多い。したがって、１２時位置に配置される入口１７ａから潤滑油通路１７に流れ込む潤滑油量だけで、軸受の潤滑および冷却に必要な潤滑油量を確保できることが解る。

オイルディスク１１にかき上げられ、ボリュート流路５３を移動する潤滑油量を観察したときに、１２時位置に配置される入口１７ａの近傍の潤滑油量よりも、１０時半位置に配置される入口１７ａの近傍の潤滑油量のほうが明らかに多いことが確認された。しかしながら、１０時半位置に配置される入口１７ａから潤滑油通路１７に供給される潤滑油量は、１２時位置に配置される入口１７ａから潤滑油通路１７に供給される潤滑油量よりも少ない。この理由は、オイルディスク１１の回転方向において、１２時位置に配置される入口１７ａの下流側には、ガイドケーシング１５の内周面３７の一部である壁面３７Ｃが形成されているためであると考えられる。

上述したように、壁面３７Ｃ近傍には、高い静圧を有する潤滑油が滞留する。壁面３７Ｃは、この潤滑油が有する静圧を回転軸１の軸方向に向かう動圧に効果的に変換するので、潤滑油を効果的に潤滑油通路１７に流入させることができる。なお、１０時半位置に配置される入口１７ａの近傍の潤滑油量は、１２時位置に配置される入口１７ａの近傍の潤滑油量よりも多いことが確認された。したがって、１０時半位置に配置される入口１７ａの下流側に壁面３７Ｃを配置すれば、１２時位置に配置される入口１７ａの下流側に壁面３７Ｃを配置する場合よりも多くの潤滑油を潤滑油通路１７に供給することができると考えられる。

図１１は、オイルディスク１５の側面５２とガイドケーシングの内側面３５との間の隙間Ｗ１が４ｍｍに設定された場合の、潤滑油通路１７に供給される潤滑油量を測定した実験の結果を示すグラフである。図１２は、オイルディスク１５の側面５２とガイドケーシング１５の内側面３５との間の隙間が６ｍｍに設定された場合の、潤滑油通路１７に供給される潤滑油量を測定した実験の結果を示すグラフである。図１１および図１２に結果が示される実験において、この隙間Ｗ１以外の実験の条件は、図９に結果が示される実験の条件と同一である。なお、隙間Ｗ１の値は、−１ｍｍ〜１ｍｍの間の公差を含む。

図１１および図１２において、縦軸は、潤滑油通路１７に供給される潤滑油量を表す。図１１および図１２に示される潤滑油量は、回転軸１が１０００〜３６００ｍｉｎ^−１の高回転速度で回転したときに、軸受の潤滑および冷却に要求される目標潤滑油量を１００％とした場合に、この目標潤滑油量に対する割合で表される。一方で、横軸は、オイルディスク１１の回転速度を表す。図１１および図１２において、実線は、１２時位置に配置された入口１７ａから潤滑油通路１７に供給された潤滑油量を表し、点線は、１０時半位置に配置された入口１７ａから潤滑油通路１７に供給された潤滑油量を表す。

図１１および図１２から解るように、オイルディスク１１の回転速度が１０００〜３６００ｍｉｎ^−１であるときに、１２時位置に配置される入口１７ａから潤滑油通路１７に供給される潤滑油量は、目標潤滑油量よりも多い。したがって、オイルディスク１１の側面５２とガイドケーシング１５の内側面３５との間の隙間Ｗ１が４ｍｍ〜６ｍｍの範囲にあるときに、１２時位置に配置される入口１７ａから潤滑油通路１７に流れ込む潤滑油量だけで、軸受の潤滑および冷却に必要な潤滑油量を確保できることが解る。一方で、隙間Ｗ１が４ｍｍの場合と隙間Ｗ１が６ｍｍの場合の両方で、１０時半位置に配置される入口１７ａから潤滑油通路１７に供給される潤滑油量は、１２時位置に配置される入口１７ａから潤滑油通路１７に供給される潤滑油量よりも少なかった。この理由は、上述したように、１２時位置に配置される入口１７ａの下流側に壁面３７Ｃが配置されているためであると考えられる。

図１３は、複数の壁面が設けられる例を示した模式図である。図１３では、１２時位置に配置された入口１７ａは、１０時半位置に配置された入口１７ａよりもオイルディスク１１の半径方向内側に配置される。さらに、ガイドケーシング１５の内周面３７は、大径面３７Ａと、小径面３７Ｂと、大径面３７Ａと小径面３７Ｂとの間に位置する中径面３２Ｄと、大径面３７Ａと中径面３２Ｄとを接続する壁面３２Ｅと、中径面３２Ｄと小径面３７Ｂとを接続する壁面３２Ｆとにより構成される。オイルディスク１１の中心Ｃから大径面３７Ａまでの距離Ｄ１は、オイルディスク１１の中心Ｃから中径面３２Ｄまでの距離Ｄ３よりも大きく、オイルディスク１１の中心Ｃから中径面３２Ｄまでの距離Ｄ３は、オイルディスク１１の中心Ｃから小径面３２Ｄまでの距離Ｄ２よりも大きい。ボリュート流路５３は、オイルディスク１１の外周面と、ガイドケーシング１５の内周面３７の一部である大径面３７Ａおよび中径面３７Ｄとの間に形成される。

図１３に示した実施形態では、壁面３２Ｅは、オイルディスク１１の回転方向において、１０時半位置に配置された潤滑油通路１７の入口１７ａの下流側に配置されている。より具体的には、壁面３２Ｅは、オイルディスク１１の回転方向において、１０時半位置に配置された潤滑油通路１７の入口１７ａの下流側で、かつ該入口１７ａに近接して配置されている。本実施形態の壁面３２Ｅは、オイルディスク１１の半径方向に延びており、この壁面３２Ｅによって、大径面３７Ａが中径面３２Ｄに接続される。同様に、壁面３２Ｆは、オイルディスク１１の回転方向において、１２時位置に配置された潤滑油通路１７の入口１７ａの下流側に配置されている。より具体的には、壁面３２Ｆは、オイルディスク１１の回転方向において、１２時位置に配置された潤滑油通路１７の入口１７ａの下流側で、かつ該入口１７ａに近接して配置されている。本実施形態の壁面３２Ｆは、オイルディスク１１の半径方向に延びており、この壁面３２Ｆによって、中径面３２Ｄが小径面３７Ｂに接続される。

本実施形態では、１０時半位置に配置される入口１７ａの下流側に壁面３２Ｅが配置され、１２時位置に配置される入口１７ａの下流側に壁面３２Ｆが配置される。したがって、１２時位置に配置される入口１７ａの下流側にだけ壁面３７Ｃが配置される実施形態（図６参照）よりも多くの潤滑油をスラスト軸受ユニット９Ａに供給することができる。

以上説明した実施形態によれば、オイルディスク１１の回転によってかき上げられた潤滑油は適正にスラスト軸受ユニット９Ａに供給されるので、回転軸１が高速で回転する場合でも、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。したがって、信頼性の高い自己潤滑軸受装置を提供することが可能となる。具体的には、上述の実施形態によれば、回転軸１の回転速度が１０００〜３６００ｍｉｎ^−１の範囲にある高回転速度で、回転軸１を回転させることができる。

さらに、上述の実施形態によれば、オイルリングなどの従来技術では給油が困難であった回転軸１の高回転条件においても、スラスト軸受ユニット９Ａに安定して潤滑油を供給することができる。その結果、強制給油装置が不要となり、ポンプの設置面積が縮小され、かつコストダウンが図られるため、市場における製品競争力を増すことが可能となる。さらに、オイルディスク１１が、該オイルディスク１１に対向かつ近接して配置されたガイドケーシング１５によって囲まれているため、オイルディスク１１によってかき上げられた潤滑油の無駄な飛散を防止することができる。その結果、必要十分以上の潤滑油量を、軸受３１，３２に通じる潤滑油通路１７へと導くことができる。潤滑油通路１７は、オイルディスク１５の内側面３５から回転軸１の軸方向に延びているので、複雑な加工を必要とせずに、従来に比べてコンパクトな軸受装置を提供することができる。

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。例えば、潤滑油導入溝１６を潤滑油通路１７からオイルディスク１１の回転方向の下流側に向かって延ばすことにより、容易に潤滑油供給量の抑制が可能となり、過度な潤滑油供給による不要な発熱を防止することが可能となる。また、上述した実施形態では、スラスト軸受ユニット９Ａに潤滑油を供給するためにオイルディスク１１やガイドケーシング１５が設けられているが、ラジアル軸受ユニット９Ｂに潤滑油を供給するためのオイルディスクおよびガイドケーシングを設けてもよい。

さらに、ポンプの運転条件、潤滑油粘度等の物性値などの各種条件に応じて、オイルディスク１１の直径や表面形状、潤滑油貯槽１０の油面高さ、ガイドケーシング１５とオイルディスク１１との間の軸方向の隙間Ｗ１および／または半径方向の隙間Ｗ２，Ｗ３、潤滑油導入溝１６の周方向位置や傾き、潤滑油通路１７の断面積、軸受間に配置される間座１９の形状などを適宜設計および選択することにより、様々なタイプのポンプに本発明を適用することが可能となる。

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 潤滑油面
１１ オイルディスク
１５ ガイドケーシング
１５Ａ ガイドディスク
１５Ｂ ガイドディスク
１５Ｃ ハウジング
１６ 潤滑油導入溝
１７ 潤滑油通路
１７ａ 入口
１８ 給油孔
１９ 間座
３１，３２ 軸受
３５，３６ 内側面
３７ 内周面
３７Ａ 大径面
３７Ｂ 小径面
３７Ｃ 壁面
３７Ｃ 中径面
３７Ｅ 壁面
３７Ｆ 壁面
５３ ボリュート流路
１００ 横軸ポンプ（回転機械）
２００ 電動機

Claims (9)

1. 回転軸の荷重を受ける軸受と、
   前記軸受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、
   前記軸受まで延びる潤滑油通路と、
   前記オイルディスクによってかき上げられた潤滑油を前記潤滑油通路に導くガイドケーシングと、を備え、
   前記ガイドケーシングは、前記オイルディスクの側面に対向する内側面、および前記オイルディスクの外周面に対向する内周面を有し、
   前記内側面には、前記潤滑油通路の入口が形成され、
   前記内周面は、大径面と、小径面と、前記大径面と前記小径面とを接続する壁面と、で構成され、
   前記オイルディスクの中心から前記大径面までの距離は、前記オイルディスクの中心から前記小径面までの距離よりも大きく、
   前記壁面は、前記オイルディスクの回転方向において、前記潤滑油通路の入口の下流側に位置していることを特徴とする軸受装置。
2. 前記オイルディスクの中心から前記大径面までの距離をＤ１とし、前記オイルディスクの中心から前記小径面までの距離をＤ２とし、前記オイルディスクの中心から前記潤滑油通路の入口の中心までの距離をＲとし、前記潤滑油通路の入口の半径をｒとしたときに、距離Ｄ１、距離Ｄ２、距離Ｒ、および半径ｒには、以下の式（１）の関係が成り立つことを特徴とする請求項１に記載の軸受装置。
   Ｄ１＞Ｒ−ｒ≧Ｄ２ ・・・（式１）
3. 前記ガイドディスクの内側面と前記オイルディスクの側面との間の隙間は、４ｍｍ〜６ｍｍの範囲にあ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. 前記壁面が、前記オイルディスクの半径方向と平行に延び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. 前記壁面は、前記オイルディスクの半径方向外側に延びながら、該半径方向に対して前記オイルディスクの回転方向に傾斜してい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。
6. 前記内側面には、前記潤滑油通路の入口に接続された潤滑油導入溝が形成されており、前記潤滑油導入溝は、前記オイルディスクの側面に隣接していることを特徴とする請求項１乃至５のいずれか一項に記載の軸受装置。
7. 前記軸受は、前記回転軸上に直列に配置された少なくとも２つの軸受のうちの一つであり、前記少なくとも２つの軸受の間には、環状の間座が配置されることを特徴とする請求項１乃至６のいずれか一項に記載の軸受装置。
8. 前記間座は、その外周面から内周面まで延びる給油孔を有しており、前記給油孔は前記潤滑油通路に接続されていることを特徴とする請求項７に記載の軸受装置。
9. 回転軸と、
   前記回転軸に固定された羽根車と、
   前記回転軸を回転自在に支持する請求項１乃至８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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