JPS5814927B2 - 気体軸受 - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 本発明は靜圧効果と動圧効果を利用した気体ジャーナル
軸受に関するものである。

従来、静圧気体ジャーナル軸受には、第１図に示すよう
に軸受面の円周方向に１列あるいは２列の給気孔３ある
いはオリフィス孔を有する自成絞り形静圧気体ジャーナ
ル軸受があり、また第２図に示すように軸受２′の両端
部に対向する部分を除くジャーナル１′の軸方向に多数
の縦溝４を有する表面絞り形静圧ジャーナル軸受がある
。

前記の自戒絞り形あるいはオリフイス絞シ形静圧気体ジ
ャーナル軸受は、加工が比較的容易であるため最も多く
用いられているが、給気圧力に比して軸受の負荷容量や
剛性が得られないという欠点があった。

即ち負荷容量は軸受隙間に対して第３図に示すような特
性を示し、負荷容量が最大となる最適軸受隙間は比較的
犬き〈、１０μｍ以下の小さい軸受隙間領域では軸受と
しての特性が著しく低下する。

このため軸受剛性を高くできないばかシでなく、高速回
転時に微小な軸受隙間においてより効果的に生ずる動圧
を有効に利用することは殆んど不可能であった。

自成絞シ形およびオリフイス絞り形軸受のこのような欠
点の一部を除去し、負荷容量が最大となる最適軸受隙間
を１０μｍ以下に小さくし、負荷を支える軸受隙間領域
の圧力を軸受端近傍まで高く維持することによって負荷
容量と剛性を向上させたものが第２図で示した表面絞υ
形軸受である。

しかし乍ら表面絞シ形軸受は軸方向に多数の縦溝加工を
必要とし、その製作がかなり困難であると共に、軸の回
転によって生ずる動圧効果を有効に利用できないという
欠点があった。

即ち軸受隙間が円周方向に連続でなく、軸方向の縦溝４
によって多数に分割されておシ、また軸受内の圧縮気体
はこの溝４を通って大気に流出しやすいため、縦溝４の
ない軸受に比べて動圧効果はかなシ低下せざるを得なか
った。

本発明は上記の点にかんがみ、１０μｍ以下の微小な軸
受隙間でも高い負荷容量を持つことができ、且つ回転に
よって生ずる動圧効果をも有効に利用するようになした
気体軸受を提供するものであって、以下図面について詳
細に説明する。

第４図および第５図は本発明の一実施例を示レ１１はジ
ャーナル、１２は軸受、１３は軸受の両端より軸受幅Ｌ
の約３〜２５％の距離Ｌ，の位置に軸受半径隙間の約１
〜１０倍の深さを有する円周方向に設けた細溝、１４は
細溝１３内に放射方向に設けられた微小径の小数の給気
孔であり、気体チャンバ１５を介し圧縮気体供給源１６
と連通している。

従ってこの圧縮気体供給源１６より供給された圧縮気体
は、気体チャンバ１５、給気孔１４を通じて細溝１３内
に流入し、次にとの細溝１３に沿って円周方向に流れる
と共に軸受隙間内に流出し、軸受端で外部に出る。

給気孔１４の径は小さいほどよく、例えば０．１閣程度
以下で、その個数は３〜４個程度が望ましい。

一般に軸受負荷能力の最大値は、気体チャンバ１５から
給気孔１４と細溝１３を通り、軸受面に流出するまでの
流路抵抗Ｒ，と、細溝１３の外側の縁から軸受端までの
軸受隙間内の流路抵抗Ｒ２とが等しくなったとき得られ
る。

流路抵抗Ｒ１は給気孔の径ｄの２乗と給気孔数ｎに反比
例し、また流路抵抗Ｒ２は軸受半径隙間Ｃｒの３乗に反
比例し、流出路長Ｌ１に比例するので、流出路長Ｌ１、
給気孔径ｄ、給気孔数４をできるだけ小さくするのは軸
受半径隙間Ｃｒのよ９小さい領域でＲｌ≒Ｒ２となる条
件を実現するためである。

しかし給気孔１４の位置が軸受端に近づき、給気孔１４
の数が小さくなると、軸受１２内に流入した圧縮気体は
給気孔１４から軸受１２端までの最短距離を通って大気
中に流出してしまうので、給気孔１４から離れた軸受領
域には十分な圧力が生じない。

そこで本発明では給気孔１４の列に沿って円周方向に２
本の細溝１３を設け、同列の隣接給気孔間の軸受領域に
も圧縮気体を十分に満たし軸受の負荷能力を上げたので
ある。

ところで気体軸受が軸の荷重を支えることができるのは
、軸受中心に対してジャーナル中心が偏心し、軸受隙間
の狭まる領域と広がる領域が作られると、狭い隙間領域
では軸受内の流出抵抗が犬きくなるため軸受内圧力が高
まり、広い隙間領域では流出抵抗が小さくなって圧力が
低下し、そこでジャーナルの偏心と反対方向の反力が生
ずるからである。

従って細溝１３の幅と深さには軸受の負荷能力を最犬に
する最適値が存在する。

しかしてもし細溝１３の幅と深さが大きく、円筒方向の
流路抵抗が小さすぎれば、ジャーナルが如何に偏心して
も圧力分布は円周方向に一定となり、軸を支える力は生
じない。

また一方この細溝１３の幅と深さがあまり小さすぎれば
、給気孔１４近傍のみに圧力が生じ軸受面の利用効率が
低下する。

第６図は軸受幅Ｌと軸受直径Ｄの比Ｄ／Ｌ＝１、給気孔
数ｎ＝３、給気孔径ｄ ＝ ０． １ ｔｒａｎ，給気
孔列位置Ｌ， ＝０．０ ７ ５Ｌ，細溝幅を１．５閣
とした空気軸受で、偏心率ε＝０．５のときの負荷容量
Ｆと軸受半径隙間Ｃｒとの関係を、溝深さＨｇをパラメ
ータにして示したものである。

この図から負荷容量Ｆが最大となる最適軸受隙間は１０
μｍ弱であり、また最適溝深さＨｇは半径隙間Ｃｒの２
〜３倍のときであることが分る。

また軸受半径隙間Ｃｒが５μｍ程度に小さくなっても第
３図に示した従来の静圧軸受のように負荷容量が急減す
ることはない。

第７図ａ〜ｄはＤ／Ｌ＝１，給気孔数ｎ＝３，給気孔径
ｄ ＝ ０． １ ｔａｎ ，細溝幅ｂ＝０．０５Ｌ，
偏心率ε＝０．５，給気圧力＝ ０． ２Ｋｇ／ｃｍ２
の軸受において、軸受効率（軸受負荷容量／４×給気圧
力）を、給気孔列位置Ｌ１ と、溝深さＨｇを半径隙間
Ｃｒで除した値Ｇをパラメータとして、半径隙間Ｃｒの
関数として示したものである。

第７図から一般に給気孔１４の軸受端からの距離Ｌ１を
小さくすれば軸受反力が最大となる最適軸受隙間の値を
小さくすることができ、また軸受効率を増大させること
ができる。

しかし距離Ｌ１を０．０５Ｌより小さくしても１０μｍ
以下の軸受隙間での負荷容量は殆んど増加しなくなるこ
とがわかる。

また第７図から距離ＬｌおよびＧの範囲としては以下の
ことが言える。

１）第７図ａからＬ１＝０．２５Ｌ程度より大きくなる
と軸受効率ηの犬きくできる軸受隙間は１０μｍ以上と
なり、靜圧軸受としては負荷容量および剛性が低下し、
一方動圧軸受としては動圧効果があまり生じなくなる。

２）Ｌ１＝０．２５Ｌのときの最適なＧは１であり、Ｌ
１が小さくなるに従い最適なＧの値は大きくなる。

Ｌｌ＝０．０５ＬのときのＧの最適値は４であるが、軸
受効率ηの値はＧによってあまり変化しなくなり、Ｇ＝
６のときも軸受効率ηはあまり低下せず、実用的にはＧ
＝１０程度まで使用できる。

一方距離Ｌ１をあまり小さくすることは軸受設計上から
不可能に近く、また距離Ｌ１ があまり小さくなると軸
受端近傍の軸受面に僅かの傷が生じても軸受特性が悪化
する。

従って距離Ｌ１は１ｍｍ以上は必要であり、軸受幅３５
ｆＩｒＩｎの比較的大きな軸受を考えてもＬ１＞０．０
３Ｌとなる。

なお第７図に示したように１気圧以下の低い給気圧力の
場合には０．０３Ｌ〜０．１Ｌ程度であるが、数値計算
によれば数気圧以上の高い給気圧力では０． ２ ５
Ｌ程度でも１０μｍ以下の軸受隙間で最大の軸受効率を
得ることができる。

以上のことから本発明の目的を実現する軸受諸元の範囲
としては０．０ ３Ｌ＜Ｌ， ＜０．２ ５ Ｌ ，１
．＜Ｇ＜１０が適当である。

軸受１２の直径Ｄ１給気孔１４の軸受端から距離Ｌ，、
給気孔１４の数ｎ、給気孔径ｄおよび細溝幅ｂを設定す
れば、軸受１２の負荷容量が最大となる細溝１３の深さ
Ｈｇの概略値は次のような計算により求められる。

即ち圧縮気体が給気孔１４から細溝１３に沿って２つの
給気孔１４の中間位置まで流れる流路抵抗Ｒｇは で表わされ、一方この軸受領域で溝縁から軸受端までの
流路抵抗Ｒ２は で表わされるから、軸受面全域が有効に利用されるため
には、Ｒｇ≠Ｒ２であればよい。

これから細溝１３の深さＨｇと軸受半径隙間Ｃｒとの比
はで与えられる。

例えばＤ＝３ ０ｖａｎ、１＝＝３、ｂ二ｌｍＸＬｌ
＝２ｍｍとすればＨｇ／Ｃｒ’ｑ４となる，この値はＤ
，ｎ，ｂ，ＬＨの値によって変るが、１０μｍ以下の軸
受半径隙間において静圧効果を有効に利用するには、１
〜１０の範囲の値をとる。

細溝１３の幅ｂは任意にとれるが、加工の容易性、軸の
回転による動圧効果を有効に利用することなどを考えれ
ば、０．５〜１．５ｍが適当である。

なお上記実施例では、細溝１３は軸受１２面に設けたが
、これを対向するジャーナル１１の面に設けてもよく、
その場合も軸受の特性は同様である。

上記のような構成にしたことより、単Ｋ静圧軸受として
負荷容量が大きく、軸受剛性が高いばかりでなく、高速
回転時には動圧気体ジャーナル軸受としても利用できる
ところが最大の特長である。

即ち軸受半径隙間が１０μｍ以下であり、軸受隙間が大
きくなる溝が軸受端近傍の円周方向に設けられており、
且つその幅も小さいので、回転軸を高速回転させて使用
する場合には、くさび形状の軸受隙間内に高い動圧を発
生させることができ、静圧が主体ではなく、動圧を主体
とした軸受として使用することができ、従って例えば非
回転時に回転軸を非接触に支持できるだけの低い圧力の
圧縮気体供給源があれば、起動、停止時にジャーナルと
軸受が接触することのない高信頼の動圧気体ジャーナル
軸受を実現できる。

第８図は本発明の他の実施例を示し、軸受１２′側は第
４図および第５図に示しだ実施例と同じ構成であるが、
ジャーナル１１′面には反対方向に両側へ分れる多数の
細い斜溝１７を設けたものである。

ジャーナル１１′面にこのような斜溝１７を設け、軸の
回転によって周囲の気体を軸受隙間内に掻き込み、回転
軸を支持する動圧軸受はよく知られている。

しかしこのようにジャーナル面に斜溝１１を設けただけ
のものでは起動、停止時にジャーナルと軸受が接触して
摺動するため、表面にセラミックス等の硬化処理が必要
であり、加工費が嵩むと共に長期間使用での信頼性に不
安があったが、軸受側を本発明の構成とすれば、ターボ
圧縮機等の小形、高信頼の圧縮気体供給源を間歇的に用
いることにより、非接触の起動、停止が可能となり、従
って比較的容易な加工技術の範囲で高信頼の動圧軸受を
得ることができる。

本発明は以上のように、軸受の両各端よク軸受幅の約３
％ないし２５チの距離の各位置にある円周上分散して小
数個の微小径の給気孔を圧縮気体供給源に通じ得るよう
に設け、これら両側の円周上にある各給気孔列をそれぞ
れ含む軸受面または該各給気孔列にそれぞれ対向するジ
ャーナル面に軸受半径隙間の約１倍ないし１０倍の深さ
を有する各細溝を設けたものであるから、１０μｍ以下
の微小な軸受半径隙間で、静圧による大きな軸受負荷能
力をもたせることができ、軸受剛性を高くすることがで
きると共に、上記のような微小軸受半径隙間において軸
の回転によって生ずる軸受の大きな動圧発生効果を低減
させることなく有効に利用することができる。

従って起動、停止時に軸を非接触に支持できるだけの低
い圧力の小形の圧縮気体供給源があれば、静圧による非
接触の起動、停止ができる高信頼の動圧軸受となすこと
ができ、優れた軸受機能を持つ静圧混合動圧気体ジャー
ナル軸受となすことができる。

【図面の簡単な説明】

第１図は従来の自戒絞り形静圧気体軸受の一部を切欠し
て示す斜視図、第２図は従来の表面絞シ形静圧気圧軸受
の一部を切欠して示す斜視図、第３図は従来の自成絞）
形静圧気体軸受の負荷容量特性曲線図、第４図は本発明
の一実施例の側面からみた縦断面図、第５図は同じく正
面からみた縦断面図、第６図は本発明軸受の負荷容量特
性曲線図、第７図ａ〜ｄは軸受効率曲線図、第８図は本
発明の他の実施例の側面からみた縦断面図である。 １１．１１’・・・ジャーナル、１２．１２’・・・軸
受、１３．１３’・・・細溝、１４，１４’・・・給気
孔、１６・・・圧縮気体供給源。

Claims (1)

【特許請求の範囲】
1. １ 圧縮気体供給源より圧縮気体を軸受隙間内に供給し
   て回転軸を支持するようになした気体軸受において、軸
   受の両各端よシ軸受幅の約３チないし２５チの距離の位
   置にある両円周上にそれぞれ分散して小数個の微小径の
   給気孔を圧縮気体供給源に通じ得るように設け、これら
   両円周上に設けた各給気孔例をそれぞれ含む軸受面また
   は該各給気孔列にそれぞれ対向するジャーナル面に軸受
   半径隙間の約１倍ないし１０倍の深さを有する各細溝を
   設けたことを特徴とする気体軸受。