JP3364735B2 - 二重反転プロペラ用軸受装置 - Google Patents
二重反転プロペラ用軸受装置Info
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Description
プロペラを支持する二重反転プロペラ用軸受装置にかか
るもので、とくに内軸と外軸との間の軸受部分を改良し
た二重反転プロペラ用軸受装置に関するものである。
有効に活用するために、前方プロペラを有する外軸と、
この外軸に内嵌するとともに後方プロペラを有する内軸
とを互いに反対方向に回転駆動する二重反転プロペラが
知られている。
ラ1の一部切欠き側面図、図18は、図17のXVII
I−XVIII線断面図であって、二重反転プロペラ1
は、前方プロペラ2を有する外軸3と、後方プロペラ4
を有する内軸5と、外軸3および内軸5をそれぞれ反対
方向に等速回転駆動する主機関6と、を有する。
ので、船舶本体の船尾部分7に外側軸受8および外側シ
ール9を介してこれを回転可能に設けてある。内軸5
は、この外軸3の内方に内側軸受10および内側シール
11を介して反対方向に回転可能に設けてある。
内側軸受10部分に潤滑油を供給する潤滑油供給機構1
2を設けてある。なお、前方プロペラ2および後方プロ
ペラ4に対向してラダーホーン13および舵板14を設
けてある。
て、外軸3と船尾部分7との間の外側軸受8は通常の軸
受機構を採用可能であるが、とくに内軸5と外軸3との
間に介装する内側軸受10は、内方で回転する内軸5
と、外方で反転する外軸3との回転方向が互いに反対で
あるため、潤滑油供給機構12からの潤滑油による油膜
の形成によって流体滑り軸受作用を行うことに問題があ
る。
計方向に回転し、外軸3およびこの外軸3の内周面に固
定してある滑り軸受などの内側軸受10が反時計方向に
回転する場合に、外軸3と内軸5とがほぼ等速度で回転
すると、内軸5の外周面と内側軸受10の内周面との間
の潤滑油がこの間に油膜を形成することができなくなる
という問題がある。
ンド部(図示せず)を設けて、動圧による負荷容量によ
り内軸5を持ち上げようとする軸受が提案されている
が、主機関6の始動時ないし低速回転時には動圧による
負荷容量が小さいため、油膜が薄くなり、軸受面におい
て内軸5および内側軸受10が金属接触して内側軸受1
0が焼け付くという問題がある。
として、たとえば図19に示すような、静圧軸受を基本
とした「二重反転プロペラ用船尾管軸受」(特公平5−
45479号)がある。この軸受においては、内軸5内
に油圧同芯穴15およびこの油圧同芯穴15から放射状
に延びる放射状給油孔16を形成し、また放射状給油孔
16にはオリフィス形成用のあるいは毛細管絞り用の小
穴付きネジ17をはめ込んで、内軸5と、外軸3ないし
内側軸受10との間に放射状給油孔16から内側軸受1
0に向かって高圧の油を噴出することにより、内軸5を
持ち上げようとする静圧による負荷容量を発生させ、内
軸5の片当たりなどを防止しようとしている。
は、外軸3の内側軸受10が真円軸受であるため、内軸
5および外軸3が等速度で互いに反転した場合、理論上
この真円軸受では潤滑油の動圧による負荷容量が発生し
ない。
0)とがほぼ等速度で反転する高回転数比の場合に、ブ
ラックアウトや潤滑油供給機構12の給油ポンプの故障
などにより放射状給油孔16からの静圧給油が失われた
ときには、油膜が形成されず、焼付けを起こしやすいと
いう問題がある。
動圧による負荷容量が不足するため、放射状給油孔16
から比較的高い静圧をかけて潤滑油を供給する必要があ
り、潤滑油供給機構12が大型化するという問題があ
る。
諸問題にかんがみなされたもので、内軸と外軸とが反対
方向にほぼ等速度で回転する等速二重反転時、あるいは
これに近い状態のときにも、とくに内側軸受に負荷容量
を与えることができる二重反転プロペラ用軸受装置を提
供することを課題とする。
ては、潤滑油の動圧による負荷容量のみで内軸を支え、
動圧のみでは十分な負荷容量を発生することが困難な低
回転域においては給油圧力を高くして静圧を付加するこ
とによって負荷容量を確保することができる二重反転プ
ロペラ用軸受装置を提供することを課題とする。
用し、低い給油圧力で十分な負荷容量を発生させること
ができる二重反転プロペラ用軸受装置を提供することを
課題とする。
ることなく、船内電力を節約することができる二重反転
プロペラ用軸受装置を提供することを課題とする。
負荷容量の発生性能および静圧による負荷容量発生の性
能を向上させることができる二重反転プロペラ用軸受装
置を提供することを課題とする。
軸受の内周面を非真円形状にすることにより内軸との間
において動圧を発生させること、および内側軸受の非真
円形状部分を真円部により囲むことに着目したもので、
前方プロペラを有する外軸と、この外軸に内嵌して該外
軸とは反対方向に回転駆動するとともに後方プロペラを
有する内軸と、この内軸と上記外軸との間に設けた軸受
と、を有する二重反転プロペラ用軸受装置であって、上
記内軸に中央給油通路と、この中央給油通路に連通する
複数本の放射状給油孔とを形成し、これら中央給油通路
および放射状給油孔を通して該内軸から上記軸受の内周
面に潤滑油を供給し、かつこの軸受の内周面に複数の凹
凸形状部を該軸受の軸方向に沿って形成し、さらに、上
記軸受の軸方向における上記凹凸形状部の両端部に真円
部を設けたことを特徴とする二重反転プロペラ用軸受装
置である。
(図3を参照)あるいは多円弧軸受面(図6を参照)と
することができる。なお、凹凸形状部の数は、放射状給
油孔の数とは無関係に、軸受使用条件によりその最適値
を選択することができる。
おける中央位置から、該軸受の長さLに対してL/6〜
L/4だけ後方にこれを位置させることにより静圧給油
の効果を高めることができる(図9を参照)。
対してL/48〜24L/48の範囲、好ましくは2L
/48〜10L/48の範囲とすることによって、潤滑
油の動圧および静圧による負荷容量をさらに向上させる
ことができる(図14を参照)。
においては、内軸の内部から放射状給油孔を通じて内側
軸受の表面に潤滑油を供給するとともに、この内側軸受
の内周面に複数のテーパーランドあるいは多円弧軸受面
などの凹凸形状部を形成することにより非真円形状とし
たので、内軸の内方から内側軸受方向に向かって供給さ
れる潤滑油による静圧が、内側軸受の軸方向にわたって
全体的に均一に近づく負荷容量を発生することができ
る。
軸受面などの凹凸形状部を形成してあるため、回転数比
によらず内軸および内側軸受の間に動圧による負荷容量
が発生し、したがって、放射状給油孔からの静圧を大き
くする必要がない。
給油が行われずに静圧による負荷容量を発生させること
ができない場合でも、あるいはプロペラが低速度の遊転
状態となった場合にも、さらには内軸と外軸とがほぼ等
速度で回転する高回転数比の場合にも、回転数比によら
ず動圧による負荷容量を発生することができるので、軸
の焼付きなどを回避して安全性を高めることが可能とな
る。
部により内側軸受の非真円形状を囲むように構成したの
で、凹凸形状部内の潤滑油が外部に洩れにくくなって有
効に内軸を軸支することが可能となり、負荷容量を発生
させるという動圧性能および静圧性能をさらに向上させ
ることができる。
二重反転プロペラ用軸受装置を図面にもとづき説明す
る。ただし、図17ないし図19と同様の部分には同一
符号を付し、その詳述はこれを省略する。
その軸受装置21の断面図、図2は、図1のII−II
線断面図であって、図1に示すように、二重反転プロペ
ラ軸系20は、前方プロペラ2を有する外軸22と、後
方プロペラ4を有する内軸23とを有する。
もので、前方プロペラ2の前方プロペラボス24および
連結部材25と一体的に、外側軸受8を介してこれを回
転可能に設けてある。
受26を介して、後方プロペラ4の後方プロペラボス2
7と一体的に、外軸22とは反対方向に回転可能に設け
てある。
発明の二重反転プロペラ用軸受装置21を設けてある。
すなわち、内軸23の中央軸方向に中央給油通路28を
形成し、ここに潤滑油供給機構12から所定圧力で潤滑
油を供給する。
連通して内軸23の内側軸受26に対向する部分に複数
本の放射状給油孔29(図1に示すように軸方向に1列
であって、図2に示すように軸方向に直角な断面部分に
8本、すなわち一箇所の内軸23に8本の放射状給油孔
29)を形成し、内軸23の外周面と内側軸受26の内
周面との間の軸受表面に潤滑油を供給可能としてある。
一部は、内側軸受26の軸方向油路30を通り、隔離用
円筒部材31と内軸23との間の円筒通路32を通り、
隔離用円筒部材31の直径方向連通孔33、および外軸
22の排油孔34を通って、船尾部分7の排出口35か
ら潤滑油供給機構12のタンク(図示せず)へ還流す
る。
路32の方向に流れたものは、上述の一部の潤滑油と合
流して、円筒通路32、隔離用円筒部材31の直径方向
連通孔33、外軸22の排油孔34、船尾部分7の排出
口35から上記タンクへ還流する。
二重反転プロペラ用軸受装置21部分について説明す
る。図2に示すように二重反転プロペラ用軸受装置21
は、内側軸受26の内周面においてその軸方向に直角な
面に、曲面状テーパー面40およびランド面41を交互
に配置してなるテーパーランド42を全周にわたって等
角度間隔で形成してある。
面の曲率より小さな曲率の円弧によってリセス状にこれ
を形成してある。ランド面41は、内軸23の外周面と
同心円状に、かつ真円状にこれを形成してある。
ド面41をより具体的に示す断面図であって、内側軸受
26の中心から任意の半径R1の円周上において等中心
角に分割する点(図では八箇所)を中心としてさらに半
径R2で円を描くことにより内側軸受26の内周面にラ
ンド面41を残しつつ曲面状テーパー面40を形成す
る。
せることにより、所定の形状および深さを有する曲面状
テーパー面40および所定長さのランド面41を得るこ
とができる。
内側軸受26の内周面との間の間隙(半径すきま)をC
とすれば、曲面状テーパー面40の最大深さHは、R1
+R2−(R+C)となる。
受パッド数すなわちテーパーランド42の数や運転条件
などで若干変更することがあるが、1.0〜3.0×内
側軸受26の径/10000程度である。
図であり、テーパーランド42の曲面状テーパー面40
およびランド面41を交互に形成している。ただし、テ
ーパーランド42の軸方向両端部側(図4中左右側)に
は、ランド面41と同一周面上に、円周ひとまわりに、
所定長さの周方向の真円部(ランド面)として、半径が
(R+C)程度の、後方側ランド面41B(図4中左
側)および前方側ランド面41F(図4中右側)を形成
してある。
て、曲面状テーパー面40は、円周方向の一対のランド
面41、ならびに軸方向の後方側ランド面41Bおよび
前方側ランド面41Fによりその全周部分を囲まれた状
態となっている。
ランド面41Bおよび前方側ランド面41Fを形成して
いない状態のテーパーランド42を示す(全面テーパー
ランドとした)内側軸受26の内周面の展開図である。
真円形状の他の例を示す図3と同様の断面図であって、
テーパーランド42と同様の非真円形状を形成する構成
が図3の場合と若干異なる。内側軸受26の内周面を等
分(たとえば八等分)するとともに、これら隣合う等分
点の間において当該内周面に凹部を形成する。
R1の円周上において等中心角に分割する点(図では八
箇所)のうち互いに隣り合う二点を中心としてさらに半
径R3でふたつの円を描きこれらの円弧が上記内周面と
交差するとともに互いに隣合う等分点の間において、テ
ーパーランド42に相当する多円弧軸受面43(凹部)
を所定の深さおよび形状に形成する。半径R1、R3を
任意に選択かつ組み合わせることにより、所定の形状お
よび深さを有する多円弧軸受面43を得ることができ
る。
図であり、多円弧軸受面43を周方向に形成している。
ただし、多円弧軸受面43の軸方向両端部側(図7中左
右側)には、図4と同様に、ランド面41と同一周面上
に、円周ひとまわりに、所定長さの周方向の真円部(ラ
ンド面)として、半径が(R+C)程度の後方側ランド
面41B(図7中左側)および前方側ランド面41F
(図7中右側)を形成してある。
て、多円弧軸受面43は、軸方向の後方側ランド面41
Bおよび前方側ランド面41Fによりその軸方向におけ
る左右端部を囲まれた状態となっている。
ランド面41Bおよび前方側ランド面41Fを形成して
いない状態の多円弧軸受面43を示す(全面多円弧軸受
面とした)内側軸受26の内周面の展開図である。
内周方向における上述の後方側ランド面41Bおよび前
方側ランド面41Fの合計長さT(内側軸受26の軸方
向)としては、潤滑油による動圧性能および静圧性能を
向上させることを考慮し、内側軸受26の軸方向の長さ
Lに対して、2L/48〜10L/48の範囲が適当で
ある(図14にもとづき後述する)。
部分の断面図、図10は図9のX−X線断面図であっ
て、放射状給油孔29の形成位置つまり給油断面の最適
位置は、プロペラ(後方プロペラ4)の重量および内軸
23の径にもよるが、一般的には、内側軸受26の中央
位置から、L/6〜L/4だけ後方(図9中左方向)に
すると、静圧給油の効果が高くなる。
6の端部を示す要部断面図であり、内側軸受26の端部
において内軸23との相対傾斜角度が大きい場合には、
局部的なあたりが大きくなるので、内側軸受26の端部
にラッパ状の傾斜部26Aを加工することにより、この
相対傾斜状態を緩和することができる。
油膜厚さ(負荷容量)の関係を示すグラフであって、内
軸23および内側軸受26が高速度で回転している場合
には、動圧による負荷容量が十分に発生するため、必要
な油膜の厚さを得ることができ、潤滑油の温度上昇が許
容される限界まで給油圧力を下げることができる。なお
図において、「最大回転数」とは、連続最大出力回転
数、いわば定格出力時の回転数である。
転域で運転されるときには、静圧による負荷容量を増加
するように制御する。
(図示せず)が「ON/OFF」される回転数付近で長
い時間運転すると、海象(海上の気象条件)により回転
数がわずかに変動するたびに絶えず給油ポンプを「ON
/OFF」することになるので、図12に示すように、
軸回転数が上昇時はA−B−C−D−Eの経路を通って
軸回転数下降時はE−D−F−B−Aのようなヒステリ
シスを描く運転制御を行うことにより、一度給油ポンプ
を「ON」としたら多少回転数が上昇しても「OFF」
としないように設計する。
回転数)×100に対する最小油膜厚さ(負荷容量)の
関係を示すグラフである。従来例として図19に示した
ような内軸5および外軸3がともに真円の場合、互いに
反転する内軸5および外軸3がそれぞれ潤滑油を運び込
む作用が相殺されるため、互いに全くの等速度で反転し
た場合には、負荷容量はゼロとなる。
6にテーパーランド42あるいは多円弧軸受面43のよ
うな凹凸部ないし非真円形状部を複数個形成することに
より、内軸23および外軸22の回転方向が反対であっ
ても内軸23と内側軸受26との間における新たな隙間
によって、軸回転にともなう動圧による負荷容量を新た
に発生させることができる。
回転数比が低い領域では真円軸受の方が動圧による負荷
容量が高いが、二重反転プロペラ軸系20においてプロ
ペラ推進効率の高くなる高回転数比の領域ではテーパー
ランド42あるいは多円弧軸受面43を形成した内側軸
受26の方が動圧による負荷容量が高くなることがわか
る。
ド面41Bおよび前方側ランド面41Fを形成しない場
合(図中実線)より、図4および図7のように後方側ラ
ンド面41Bおよび前方側ランド面41Fを形成した本
発明の場合の方が最小油膜厚さを多く形成することがで
きる。
るいは多円弧軸受面43(図7)などの凹凸形状部が、
後方側ランド面41Bおよび前方側ランド面41Fによ
り内側軸受26の軸方向を閉塞された状態であるため、
潤滑油はこの凹凸形状部内に有効に溜められ、動圧およ
び静圧による負荷容量の発生効率が向上することとな
る。
方側ランド面41Fの長さ(合計長さT)に対する油膜
厚さの関係を示すグラフであって、動圧のみによる負荷
容量の場合に、油膜厚さの最大値が現れる範囲は、内側
軸受26の軸方向の長さLに対して、合計長さTがL/
48〜8L/48の範囲である。また静圧を加えた場合
には、油膜厚さの最大値が現れる範囲は、合計長さTが
4L/48〜24L/48の範囲である。したがって、
好ましい範囲としては、L/48(動圧のみの場合の最
小値に対応する長さ)〜24L/48(静圧を加えた場
合の最大値に対応する長さ)とすることができる。
合には、油膜厚さが薄くなり、また最大値を外れた場合
にはさらに薄くなってしまう。したがって、後方側ラン
ド面41Bおよび前方側ランド面41Fの合計長さTの
さらに好ましい範囲としては、通常であれば、動圧のみ
と静圧を加えたときの中間値を取って、2.5L/48
〜16L/48とすることができるが、動圧のみになっ
た場合であっても、ある程度の油膜厚さを確保するため
に、上記範囲のうち、動圧側の影響度を大きくして考慮
すると、さらに好ましい範囲は、2L/48〜10L/
48とすることができる。
圧による負荷容量および潤滑油の給油圧について説明す
る。図15は、図2ないし図3と同様の、ただし内軸2
3が内側軸受26に対して若干偏心した場合の断面図、
図16は、回転数比に対する油膜厚さの関係を示すグラ
フであって動圧および静圧による負荷容量を示す。
に対して内側軸受26の圧力はオリフィス形成用の、あ
るいは毛細管形成用の***付きネジ17を通り内軸23
の下面でP1、内軸23の上面でP2に低下する。
面41部分の内周面との間の間隔を下面でH1、上面で
H2とすると、内軸23と内側軸受26の中心がそれぞ
れ一致するときにはH1=H2となり、***付きネジ1
7による絞りと軸受隙間の絞りの抵抗とが同等となって
P1=P2となるため負荷容量はゼロとなる。
中下方に沈むと、H1<H2、かつP2<P1となり、
この差圧(P1−P2)によって負荷容量が発生する。
パーランド42あるいは多円弧軸受面43のような非真
円形状を有する内軸23の方が動圧による負荷容量が高
いために、より低い給油圧で同等の負荷容量を得ること
ができ、図19に示した真円軸受に比較して給油圧力を
下げることができる。
の内周面に非真円形状のテーパーランドあるいは多円弧
軸受面と、さらにたとえば後方側ランド面および前方側
ランド面などの真円部とを形成したので、動圧による負
荷容量を積極的にかつ有効に発生させることが可能とな
るとともに、給油圧力もこれを低く抑えることができ
る。
油が不要あるいは低圧ですむため、船内電力を節約する
ことができる。
給油が行われず、また前方プロペラおよび後方プロペラ
が低速度の遊転状態となった場合にも、回転数比によら
ず動圧による負荷容量を発生することができるので、真
円軸受構造の場合よりも耐焼き付け性を向上させて安全
性を向上させることができる。
軸受装置21を装備した二重反転プロペラ軸系20の断
面図である。
(テーパーランド42)をより具体的に示す断面図であ
る。
ンド42の展開図である。
面41Fを形成しない場合の内側軸受26の内周面の展
開図である。
の他の例(多円弧軸受面43)を示す図3と同様の断面
図である。
面43の展開図である。
面41Fを形成しない場合の内側軸受26の内周面の展
開図である。
面図である。
す要部断面図である。
(負荷容量)の関係を示すグラフである。
示すグラフである。
ド面41Fの合計長さT)に対する油膜厚さの関係を示
すグラフである。
3が内側軸受26に対して若干偏心した場合の断面図で
ある。
グラフである。
図である。
図である。
ロペラ用船尾管軸受の要部断面図である。
7) 41F 前方側ランド面(周方向の真円部)(図4、図
7) 42 テーパーランド(曲面状テーパー面40およびラ
ンド面41)(凹凸形状部)(図2、図3) 43 多円弧軸受面(凹凸形状部)(図6、図7) C 内軸23の外周面と内側軸受26の内周面との間の
間隙(半径すきま) H 曲面状テーパー面40の深さ R 内軸23の半径 R1 曲面状テーパー面40を形成するための内軸23
の中心からの任意の半径 R2 曲面状テーパー面40を形成するための半径R1
の円周上の点からの任意の半径 R3 多円弧軸受面43を形成するための半径R1の円
周上の点からの任意の半径 L 内側軸受26の軸方向の長さ T 後方側ランド面41Bおよび前方側ランド面41F
の合計長さ PS 潤滑油の供給圧 P1 内軸23の下面での圧力 P2 内軸23の上面での圧力 H1 内軸23の外周面と内側軸受26のランド面41
部分の内周面との間の下面での間隔 H2 内軸23の外周面と内側軸受26のランド面41
部分の内周面との間の上面での間隔 e 内軸23が内側軸受26に対して偏心した偏心距離
Claims (4)
- 【請求項1】 前方プロペラを有する外軸と、 この外軸に内嵌して該外軸とは反対方向に回転駆動する
とともに後方プロペラを有する内軸と、 この内軸と前記外軸との間に設けた軸受と、を有する二
重反転プロペラ用軸受装置であって、 前記内軸に中央給油通路と、この中央給油通路に連通す
る複数本の放射状給油孔とを形成し、これら中央給油通
路および放射状給油孔を通して該内軸から前記軸受の内
周面に潤滑油を供給し、かつこの軸受の内周面に複数の
凹凸形状部を該軸受の軸方向に沿って該内周面の全周に
わたって等角度間隔で形成し、 さらに、前記軸受の軸方向における前記凹凸形状部の両
端部に真円部を設けて、 この真円部に挟まれた前記内軸と前記凹凸形状部との間
における前記潤滑油により前記軸受の前記内周面で発生
する負荷容量が該軸受の軸方向にわたって均一になるよ
うにした ことを特徴とする二重反転プロペラ用軸受装
置。 - 【請求項2】 前記凹凸形状部は、これをテーパーラ
ンドあるいは多円弧軸受面としたことを特徴とする請求
項1記載の二重反転プロペラ用軸受装置。 - 【請求項3】 前記放射状給油孔は、前記軸受の軸方
向における中央位置から、該軸受の長さLに対してL/
6〜L/4だけ後方にこれを位置させたことを特徴とす
る請求項1記載の二重反転プロペラ用軸受装置。 - 【請求項4】 前記真円部の長さは、前記軸受の長さ
Lに対してL/48〜24L/48の範囲、好ましくは
2L/48〜10L/48の範囲としたことを特徴とす
る請求項1記載の二重反転プロペラ用軸受装置。
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