JPS59212514A - Thrust bearing - Google Patents
Thrust bearingInfo
- Publication number
- JPS59212514A JPS59212514A JP8587683A JP8587683A JPS59212514A JP S59212514 A JPS59212514 A JP S59212514A JP 8587683 A JP8587683 A JP 8587683A JP 8587683 A JP8587683 A JP 8587683A JP S59212514 A JPS59212514 A JP S59212514A
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- thrust
- oil
- oil film
- supporting
- plates
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Pending
Links
Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
- F16C27/00—Elastic or yielding bearings or bearing supports, for exclusively rotary movement
- F16C27/08—Elastic or yielding bearings or bearing supports, for exclusively rotary movement primarily for axial load, e.g. for vertically-arranged shafts
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Sliding-Contact Bearings (AREA)
- Support Of The Bearing (AREA)
- Connection Of Motors, Electrical Generators, Mechanical Devices, And The Like (AREA)
Abstract
Description
【発明の詳細な説明】
〔発明の技術分野〕
本発明は例えば蒸気タービン、蒸気タービン発凧核など
のような回転機（二おける地震などの外乱（二対する耐
震装置を備えたスジスト軸受（１関する。Detailed Description of the Invention [Technical Field of the Invention] The present invention relates to a rotating machine such as a steam turbine, a steam turbine kite core, etc. related.
原子力発ｉ所、火力発電所などの蒸気タービン発電機を
設備している発’４所は、耐震設計（二よる安全評価を
行なって建設され、それらは地ｍｌ二よる事故発生（二
対して各種保護系の作動（−よる損轟事故の軽減、防止
を行なうように運転が実施されている。Ｉ持（二回転模
械ζ二＋’Ａ しては江、は深い監視が行ｌわ２Ｌでい
る。第１図は火力発ｉＫ所（−設備されている代衣的な
大形回転機械を示すもので、蒸気タービン発電機１は高
圧タービン２、中低圧クーピン３およびタービン発電機
４で構成さｊＬる。−ｆ：してそれらを相互（二直結す
る回転軸５は複数のジャーナル軸受６ （図示は六個）
で支持されており、さら（１回転軸方向（スラスト方向
）１求スラヌト軸受７でその位置が設定されている。こ
れら回転軸系の耐震用の保映裟直としては、谷ジャーナ
ル軸受部での振動監視が必る。ずなわち地表などり外乱
によシそれらの振動が許容値より大きくなった時（二回
転軸系を停止させる装置で必る。そしてこれらはジャー
ナル軸受部（二設置されて軸直角方向振励（上下、水平
）（二対して働くものが多く、しかも軸直角方向は複数
のジャーリール軸受で支持されているため地震なと（二
対して大きな裕度を、ｆ（Ｌている。しかしスラスト方
向（１関しては地震などの外乱じより回転軸系（二発生
する慣性エネルギーを一つのスラスト軸受で受けるため
、太地展などに対して回転軸系が十分な裕度を有してい
るとは言えない。また地爲の発生愼構は非常に複雑であ
るため、地震動の発生方向を予測してスラスト方向にそ
れが働かないように回転１読械を設置するのは不５Ｊ能
である。第２図（二従米形スラスト軸受の構造図の一例
忙７Ｊ＜ず。回転軸５（二はスラスト軸受用にスラスト
力；７−８が設けらＪｔて訃ｐ、その両側にスラストグ
レート９ａ、９ｂがあり、それらは支持台１０に固定さ
れている。スジストカラー８とヌラストブレート９ａ、
９ｂの１ｔｉＪ’ ｌ二はそれぞれｔ含油孔（図示せず
）より給油された油がスジストカラーの回転（二よシ油
痕を形成している。そしてスラストＦ 、６Ｅ発生ずる
とスラストカラーはその方向（１寄９スラストカシ−８
とスラストグレート９ａ のＩＵ］には油膜厚さＣ１ｔ
−持った新たな油膜が形成され圧力が９６生じスラスト
ＦとつＤｈうような機構となっている。又逆１１１１の
スラストカラ−８とスラストプレート９ｂとの間（二も
油）摸厚さＣ２を待った油膜が形成されている。これら
の油膜はスラストカラーの回転とともにｊｔｉｔｉｌす
る油Ｃ二より形成さ、Ｉして系（二与える減衰効果が小
さいという特徴を南している。したがって回転軸系はス
ラスト方向にも回動
布振メが存在する。牙３ ｄ ｉ二はスラスト軸受のス
ジストカラーとスラスト７″レートと１／、、） ＩＵ
Ｊ隙（γ出膜厚さく二等しい）Ｃと固有振動数ωの閑係
全示す。Nuclear power plants, thermal power plants, and other power plants that are equipped with steam turbine generators are constructed with seismic design (2) safety evaluations, and they are designed to withstand earthquakes (2). Operations are being carried out to reduce and prevent damage and damage accidents caused by the activation of various protection systems. 2L. Figure 1 shows the large-scale rotating machinery installed at the thermal power plant iK, where the steam turbine generator 1 includes a high-pressure turbine 2, a medium-low pressure turbine 3, and a turbine generator 4. -f: and connect them to each other (two directly connected rotating shafts 5 have a plurality of journal bearings 6 (six shown)
Furthermore, its position is set by a slant bearing (7) in the direction of the rotating shaft (in the thrust direction). It is necessary to monitor the vibrations of the journal bearing section (two installations In many cases, vibrations in the directions perpendicular to the axis (vertical, horizontal) act in pairs, and since the directions perpendicular to the axis are supported by multiple jar-reel bearings, a large tolerance for earthquakes (in contrast to the two (L) However, in the thrust direction (1), the rotating shaft system is more susceptible to external disturbances such as earthquakes (2) because the generated inertial energy is received by a single thrust bearing, the rotating shaft system is insufficient for the Taiji Exhibition, etc. In addition, since the mechanism by which ground motion occurs is extremely complex, a one-rotation reader is installed to predict the direction in which seismic motion will occur and prevent it from acting in the thrust direction. Fig. 2 (An example of the structural diagram of a two-pronged thrust bearing. p, there are thrust plates 9a and 9b on both sides, which are fixed to a support stand 10. A streak collar 8 and a thrust plate 9a,
In 9b, 1tiJ' and 12, the oil supplied from the t oil impregnation hole (not shown) rotates the stripe collar (forming oil marks on both sides).Then, when thrusts F and 6E occur, the thrust collar rotates. That direction (1 side 9 thrust position - 8
and IU of thrust grade 9a] has oil film thickness C1t.
The mechanism is such that a new oil film is formed and a pressure of 96 is generated, resulting in thrust F and Dh. Also, an oil film with a thickness C2 is formed between the thrust collar 8 and the thrust plate 9b in the reverse direction. These oil films are formed by the oil C2 that flows with the rotation of the thrust collar, and have the characteristic that the damping effect exerted by the system (2) is small. There is a mechanism.Fang 3 d i 2 is the thrust bearing's striped collar and thrust 7'' rate and 1/,) IU
The gap between J gap (γ film thickness is equal to 2) C and the natural frequency ω is fully shown.
第３図（１示Ｊ−ように間隙Ｃが小さいはと固刹倣鯛銭
ωは簡（、間隙Ｃが大さいほど低くなつでいる。As shown in Figure 3 (J-1), a coin with a small gap C is simple (the larger the gap C is, the lower the coin is).
回転軸系にスラストがか７１為っている〕易せ、第２図
で示したよう（二回私帽糸は油膜）早さＣ，の方１Ｉｌ
ｊ］（二は固有振動数ω□、？１１腺厚ざＣ２の方向（
二は固有振動数ω２ｖ２つのスラスト方回固＋Ｊ−振励
鋲をＭしている。スラスト方向（二作用する外乱として
は他歳械の干渉、舶用回転機械では波動などが少るが、
ここでは大きな加速度ｔｌ″ｍする地腰波ケ考える。地
震波（二は一般的４二〇〜２０比の周波数成分が土に含
まれていることが知ら肚でいる。第３図の斜麿部に地震
波の周波数成分を示すが、この範囲内にスラスト方向固
有振動数ω１あるいはＣ２が存在し、スラスト方向（−
大きな地震波が・作用した場合に、回転軸系はω、ある
いはＣ２の周波数でスラスト方向に共振することがある
。またＣ２のみが地震周波数範囲内（二存在した場合は
スラストより大きな慣性力がスラストと反対の方向に作
用した場合のみ共振現象が起るが、運転榮件によるスラ
ストの変化あるいは建屋の地震応答などを考えるとその
可能性は多分にある。しかも第２図（１示したようにス
ラスト軸受の構造上、油膜厚さが厚くなる方向ずなわら
Ｃ２方向の固有振動数のみが２０１（ｚ以下（二なる場
゛合か多い。−呈、地震波と回転軸系が共振するとスラ
スト軸受（−はあ１シ減哀効果がないのと、地震波が１
０＄〜１分間程度存続１−ることがら振動は非常に太き
くなや、その慣性エネルギーをスラスト軸受一つで受け
るため、スラストグレート（ユ過犬力が作用しスラスト
軸受の破損、さらには回転軸系全体の損傷の原因（二な
るという欠点があった。There is a thrust on the rotating shaft system. As shown in Figure 2, the speed is C, and the speed is 1Il.
j] (2 is the natural frequency ω□, ?11 direction of gland thickness C2 (
2 has natural frequency ω2v two thrust direction rotation + J- vibration excitation studs M. Thrust direction (disturbances that act in two ways include interference from other machines and waves in marine rotating machinery, but
Here, we will consider a seismic wave with a large acceleration tl''m.Seismic waves (2) are known to contain frequency components in the soil with a general ratio of 420 to 20. shows the frequency component of the seismic wave, and within this range there is a thrust direction natural frequency ω1 or C2, and the thrust direction (-
When a large seismic wave acts, the rotating shaft system may resonate in the thrust direction at a frequency of ω or C2. In addition, only C2 is within the seismic frequency range (if there are two, a resonance phenomenon will occur only when an inertial force greater than the thrust acts in the opposite direction to the thrust, but changes in the thrust due to operational conditions or the seismic response of the building) Considering this, there is a high possibility of this happening. Moreover, as shown in Figure 2 (1), due to the structure of the thrust bearing, only the natural frequency in the C2 direction, which is the direction in which the oil film becomes thicker, is 201 (z or less). There are many cases where two things happen.-If the seismic waves and the rotating shaft system resonate, the thrust bearing (-) will not have the effect of reducing the vibration, and the seismic waves will
The vibration is very strong and the inertial energy is received by a single thrust bearing. There were two drawbacks: damage to the entire rotating shaft system.
本発明は上記の欠点をなくすため（−なされたもので地
褒なとの外乱による回転軸系の地疲応答を抑制するとと
も（二、回転軸系のスラスト方向（二も大きな＄、哀を
与えて外乱Ｃ二よる事故を未然に防止するようにしたス
ラスト軸受を提供することを目的とする。In order to eliminate the above-mentioned drawbacks (-), the present invention suppresses the ground fatigue response of the rotating shaft system due to external disturbance (2) the thrust direction of the rotating shaft system (2) the thrust direction of the rotating shaft system (2. It is an object of the present invention to provide a thrust bearing which prevents accidents caused by disturbance C2.
上記目的を達成するため本発明は、スラストグレートを
スプリング支持にするととも（＝、スラストプレートと
支持台との間（１油を充満埒せてスクイズ油膜を形成さ
せたことを特徴とするものである。In order to achieve the above object, the present invention is characterized in that the thrust grate is supported by a spring (=, the gap between the thrust plate and the support base (1) is filled with oil to form a squeeze oil film. be.
以下本発明の一実施例について第４図および第５図を参
照して説明する。第４図は不発明（１よるスラスト軸受
の横断面図で、スラストプレート９ａ、９ｂはそれぞれ
スプリング１］、ａ 、 Ｉｌｂを介して支持台１０に
固定されている。スラストグレートと支持台の間隙には
支持台に設けられた給油孔１２から給油された油が支持
台から突起したシール板１３によシシールされ充満して
いる。スラストプレート９ａ、９ｂはスジストカシ−８
との間隙にある油膜の粘性により回転軸と同方向（二回
転しようとするがスプリングｌｌａ 、 ｌｌｂ ！−
よｐ回転刃回（二も拘束されている。したがってスジス
トプレートと支持台の間（二形成される油Ｍ１４ａ 、
１４ｂは油膜剛性のない減衰効果のみを持ったスクイ
ズ油膜となる。このスクイズ油膜はそれを形成している
両側の面が振動ンよど（二より大きな速度を持って変化
する場合、その変化を妨げるような圧力が油膜円（二発
生しその振動を減衰させる大きな減衰効果（スクイズ効
果）を回転軸系に与える特性を有している。スラストプ
レートはスプリング支持となっているためこのスプリン
グ剛性値は次のように決足する。通常運転時（二たとえ
ばスラス）Ｆが第４図に示した方向（二作用していると
すると、前述したようにスラストカラー８とスジストプ
レート９ａとの間（二はそれと釣貧うような力が発生す
る油膜（図示せず）が形成されている。したがってスプ
リング１１ａ（二も同様にスラストＦとクシあうような
力が鋤いている。また反対側のスプリング１１ｂ（二は
ほとんどカが働いていない。しかしスクイズ効果を十分
に発揮出来るようなスクイズ油膜厚さは０．１〜３ ＃
ｎ程′度がよく、＋１ｉＩＩＯ４ｌｌのスプリングｌｌ
ａ 、 ｌｌｂは通常運転時にそのスクイズ油膜厚さを
確保出来るＪ、９（二その剛性を別々に設計する必要が
ちシ、ての１−列性はスラストＦ６るいは使用回転機の
仕様（二よυ決翅されるべきである。また必要以上ｆ二
剛性を市くするとスラストプレートが振動しにくくなｐ
スクイズ効果末が発生しなくなってし−１：９゜したが
ってスプリング剛性はスジストカシ−８とスラストグレ
ー ） ９ａとの同（二生じる油膜の剛性よｐも小さく
するのが望ましい。An embodiment of the present invention will be described below with reference to FIGS. 4 and 5. FIG. 4 is a cross-sectional view of a thrust bearing according to the present invention (1), in which thrust plates 9a and 9b are fixed to a support base 10 via springs 1], a, and Ilb, respectively.The gap between the thrust plate and the support base The thrust plates 9a and 9b are filled with oil supplied from an oil supply hole 12 provided in the support base and sealed by a seal plate 13 protruding from the support base.
Due to the viscosity of the oil film in the gap between the
The rotation of the rotary blade (2 is also restrained. Therefore, the oil M14a formed between the strip plate and the support base (2) is
14b is a squeeze oil film having only a damping effect without oil film rigidity. If this squeeze oil film changes with a speed greater than the vibrations on both sides forming it, a pressure that prevents its change will occur and a large damping will dampen its vibrations. It has the characteristic of imparting an effect (squeeze effect) to the rotating shaft system.Since the thrust plate is supported by a spring, the spring stiffness value is determined as follows.During normal operation (for example, thrust) F If it is acting in the direction shown in Figure 4 (two directions), as mentioned above, between the thrust collar 8 and the streak plate 9a (the second is the oil film (not shown) that generates an unbalanced force). ) is formed.Therefore, the spring 11a (2) similarly has a force that makes it engage with the thrust F. Also, the spring 11b (2) on the opposite side has almost no force working. The squeeze oil film thickness that can be achieved is 0.1 to 3 #
It is good to have a spring of +1iIIO4ll.
a, llb can ensure the squeeze oil film thickness during normal operation. υ should be determined.Also, if the rigidity of f2 is increased more than necessary, the thrust plate will be less likely to vibrate.
Squeeze effect no longer occurs - 1:9° Therefore, the spring stiffness is the same as that of Streak 8 and Thrust Gray 9a (2) It is also desirable to reduce the stiffness of the oil film produced.
本発明Ｉコ、このようなイ４造になっているため、回転
柘１のスジスト方向（二作用した地旋波およびその他外
乱（二対する回転軸の応答振動はスジストカシ。Since the present invention is constructed in such a manner, the rotational axis 1 has a linear direction (earth rotational waves acting on it and other disturbances).
−とスジストプレートとの間に形成さｌした油膜を介し
てスラストプレート９ａ、９ｂに伝わる。そしてスラス
トプレートは回転ｊｉｌＩ５と共（二振動しようとＡ−
るがその振動はスジストプレートと支持台との間に設け
られたスクイズ油膜１４ａ 、 １４ｂのスクイズ効果
により吸収されて振動は減衰し回転軸系全体の振動も減
衰する。したがって本発明（二なるスラスト軸受はスラ
スト方向の振動（二対して回転軸系に大きな減衰作用を
与えることが可能である。- is transmitted to the thrust plates 9a, 9b via an oil film formed between the thrust plate and the thrust plate. And the thrust plate rotates with the rotating jil I5 (A-
However, the vibration is absorbed by the squeezing effect of the squeezing oil films 14a and 14b provided between the streak plate and the support base, and the vibration is attenuated, and the vibration of the entire rotating shaft system is also attenuated. Therefore, the present invention (two thrust bearings) can provide a large damping effect to the rotating shaft system against vibrations in the thrust direction (two thrust bearings).
次に本発明（二なるスラスト軸受の他の実施例を示す。Next, other embodiments of the present invention (two thrust bearings) will be shown.
第５図はそのスラストプレート部の拡大断面図でちる。FIG. 5 is an enlarged sectional view of the thrust plate portion.
第４図ではスプリングサポートであったが本実施例では
スラストプレート９ａ は板ばね１５（二より支持台１
０（二固定されている。この板ばね１５の１４１ｊ性も
１３１１達したようにスプリングｌｌａ 、 １１らと
同様な考え方で設計され、スラストプレート９ａは回転
軸のスラスト方向振動ととも（−振動しようとするため
、前述とまったく同様な減衰効果が得られる。In this embodiment, the thrust plate 9a is a spring support in FIG.
The plate spring 15 is designed with the same concept as the springs 11 and 11, so that the 141j property of this leaf spring 15 has also reached 1311, and the thrust plate 9a is fixed with the thrust direction vibration of the rotating shaft. Therefore, exactly the same damping effect as described above can be obtained.
以上述べたように本発明によれば、スラストプレートを
スプリング支持するとともに、スクイズ油膜（二よシ回
転軸のスラスト方向振動を吸収、抑制するようにしたの
で、回転軸系のスラスト方向固有振動数が地震その他外
乱の周波数範囲内に存在して回転軸が共振現象を生じよ
うとしてもそれを防ぐことが可能となる。したがって回
転軸系のスラスト方向（二地展その他外乱が作用しても
回＋１ｉｉ機械の安全かつスムーズな運転ができるとい
う効果がある。As described above, according to the present invention, the thrust plate is supported by a spring, and the squeeze oil film (which absorbs and suppresses the vibration in the thrust direction of the rotating shaft system) reduces the natural frequency of the thrust direction vibration of the rotating shaft system. Even if the rotating shaft is within the frequency range of earthquakes or other disturbances and the rotating shaft is about to cause a resonance phenomenon, it can be prevented. Therefore, the thrust direction of the rotating shaft system (even if two-dimensional expansion or other disturbances act, the rotational +1ii There is an effect that the machine can be operated safely and smoothly.
第１図は回転機械の代表例としてのに盾気タービン発電
機を示す構成図、第２図は従来のスラスト軸受を示す断
面図、第３図はスラストカラーとスジストプレートとの
間に形成される油展厚さとスラスト方向固有振＃Ｉ数と
の関係を示す曲蔵図、第４図は本発明の一実施例を示す
断面図、第５図は本発明の他の実力例ｒ示３−断面口で
ある。
５・・・回転軸、 ７・・・スラスト軸受、８
・・・スラストカラー、 ９ａ、９ｂ・・スラストグレ
ート、１０・・・支持台、 ｌｌａ、ｌｌｂ・
・・スプリング、１４ａ 、 １４ｂ・・・スクイズ油
膜、１５・・・板ばね。
代理人 弁理士 則 近 憲 市（ほか１名ン第１図
第２図
第３図
第４図Figure 1 is a configuration diagram showing a shield turbine generator as a typical example of a rotating machine, Figure 2 is a sectional view showing a conventional thrust bearing, and Figure 3 is a thrust bearing formed between a thrust collar and a thrust plate. Fig. 4 is a cross-sectional view showing an embodiment of the present invention, and Fig. 5 is a diagram showing another practical example of the present invention. 3- It is a cross-sectional opening. 5... Rotating shaft, 7... Thrust bearing, 8
... Thrust collar, 9a, 9b... Thrust grate, 10... Support stand, lla, llb.
... Spring, 14a, 14b... Squeeze oil film, 15... Leaf spring. Agent: Patent Attorney Norihiro Chika (and 1 other person) Figure 1 Figure 2 Figure 3 Figure 4
Claims (1)
カラーの両端面と油膜を介して摺動接触するスラストプ
レートと、このスラストプレートを支持する支持台とよ
りなるスジスト軸受（二おいて、前記スラストグレート
をスプリング支持（二するとともに、このスラストグレ
ートと前記支持台との間（１油を充満させてスクイズ油
膜を形成させたことを特徴とするスラスト軸受。A rotating shaft (two thrust collars), a thrust plate that slides into contact with both end faces of the thrust collar via an oil film, and a support base that supports this thrust plate (two thrust bearings) A thrust bearing characterized in that the grate is supported by a spring, and the space between the thrust grate and the support base is filled with oil to form a squeeze oil film.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP8587683A JPS59212514A (en) | 1983-05-18 | 1983-05-18 | Thrust bearing |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP8587683A JPS59212514A (en) | 1983-05-18 | 1983-05-18 | Thrust bearing |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS59212514A true JPS59212514A (en) | 1984-12-01 |
Family
ID=13871097
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP8587683A Pending JPS59212514A (en) | 1983-05-18 | 1983-05-18 | Thrust bearing |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS59212514A (en) |
Cited By (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| WO2001042654A1 (en) * | 1999-12-09 | 2001-06-14 | Elliott Turbomachinery Co., Inc. | Turbocharger with design for improved mechanical performance |
| CN102362086A (en) * | 2009-07-06 | 2012-02-22 | 三菱重工业株式会社 | Bearing device, bearing unit, and rotary machine |
| JP2015050899A (en) * | 2013-09-04 | 2015-03-16 | 東芝三菱電機産業システム株式会社 | Generator |
| US10400819B2 (en) | 2017-02-24 | 2019-09-03 | Honda Motor Co., Ltd. | Squeeze film damper bearing device |
-
1983
- 1983-05-18 JP JP8587683A patent/JPS59212514A/en active Pending
Cited By (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| WO2001042654A1 (en) * | 1999-12-09 | 2001-06-14 | Elliott Turbomachinery Co., Inc. | Turbocharger with design for improved mechanical performance |
| CN102362086A (en) * | 2009-07-06 | 2012-02-22 | 三菱重工业株式会社 | Bearing device, bearing unit, and rotary machine |
| JP2015050899A (en) * | 2013-09-04 | 2015-03-16 | 東芝三菱電機産業システム株式会社 | Generator |
| US10400819B2 (en) | 2017-02-24 | 2019-09-03 | Honda Motor Co., Ltd. | Squeeze film damper bearing device |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| Muszynska | Whirl and whipȁRotor/bearing stability problems | |
| Al-bedoor | Transient torsional and lateral vibrations of unbalanced rotors with rotor-to-stator rubbing | |
| Kirk et al. | The effect of support flexibility and damping on the synchronous response of a single-mass flexible rotor | |
| Muszynska et al. | Anti-swirl arrangements prevent rotor/seal instability | |
| Cunningham et al. | Design of a squeeze-film damper for a multi-mass flexible rotor | |
| Rabinowitz et al. | Stability of squeeze-film-damper supported flexible rotors | |
| JPS59212514A (en) | Thrust bearing | |
| CN109611495A (en) | Rotor damper | |
| Alotta et al. | Seismic protection of land-based wind turbine towers using the tuned inerter damper | |
| Zhao et al. | Eccentric operation and blade-loss simulation of a rigid rotor supported by an improved squeeze film damper | |
| Leader et al. | The Design And Application Of A Squeeze Film Damper Bearing To A Flexible Steam Turbine Rotor. | |
| Eckert et al. | Spiral vibration of a turbogenerator set: case history, stability analysis, measurements and operational experience | |
| JP2001289279A (en) | Supporting device for equipment and support structure of rotary equipment pedestal | |
| Subbiah et al. | Rotational stiffness and damping coefficients of fluid film in a finite cylindrical bearing | |
| ABED et al. | Analytical and numerical investigation to the effect of two cracks on the dynamic behavior of rotor-bearings system | |
| Kato et al. | Seismic response of a linearly stable, misaligned multirotor system | |
| Bolleter et al. | Predicting and Improving the Dynamic Behavior of Multistage High Performance Pumps | |
| Bently et al. | Measurement of rotor system dynamic stiffness by perturbation testing | |
| Hogue | Motor-Structure Interaction and API 546 Compliance | |
| Matsushita et al. | Vibration criteria considered from case studies of active magnetic bearing equipped rotating machines | |
| Nässelqvist et al. | Resonance problems in vertical hydropower unit after turbine upgrade | |
| Florjancic et al. | Mechanical Behavior of an Industrial Gas Turbine under Fault Conditions, a Case History | |
| Badgley et al. | The Effects of Multiplane Balancing on Flexible Rotor Whirl Amplitudes | |
| Bhargava et al. | The Transient Response of a Journal in Plane Hydrodynamic Bearing with Flexible Damped Supports During Acceleration and Deceleration Periods | |
| JPH049931B2 (en) |