スパイラルグループ、気体軸受の動的負荷容量

長崎大学工学部研究報告第

1 9

号 昭 和

5 7

年

8

月

スパイラルグループ、気体軸受の動的負荷容量

一一グループ深さの影響一一

浦 震 ホ ・ 中 嶋 明'

前 田 政 継 車 ・ 森 高 秀 四 郎 事

The l o a d  c a p a c i t y  o f  t h e  g a s  l u b r i c a t e d  s p i r a l  g r o o v e  t h r u s t  b e a r i n g  

一一一

Ont h e  e f f e c t  o f  t h e  g r o o v e  d e p t h

一一一

by 

A k i r a  URA

^， 

A k i r a  NAKASHIMA

^， 

M a s a t s u g u  MAEDA

^， 

H i d e s h i r o  MORITAKA 

S y n o p s i s  

The s p i r a l  g r o o v e  t h r u s t  b e a r i n g  can b e  o p e r a t e d  a t  t h e  dynamic s t a b l e  c o n d i t i o n  and f u r t h e r ‑ more c a n  b r i n g  a  l a r g e  l o a d  c a p a c i t y  comparing w i t h  t h e  o t h e r  t y p e  o f  g a s  b e a r i n g  s u c h  a s  t h e   R a y l e i g h  pad o r  t h e  t i l t i n g  pad t y p e s ̲   A c c o r d i n g l y  t h i s  t y p e  o f  g a s  b e a r i n g  h a s  b e e n  u s e d  a s  a  p r a c t i c a l  o n e  f o r  a  t h r u s t  g a s  b e a r i n g  o f  r o t a r y  p e r f o r m a n c e ̲  A l t h o

lI

gh t h e  p r i n c i p l e  and i t s  f u n c t i o n   h a v e  b e e n  s t u d i e d  much enough on t h e i r  t h e o r e t i c a l  p o i n t s

， 

i t   i s  q u i t e  d i f f i c u l t  a t  p r e s e n t  t o  g e t  t h e   p l e n t i f u l  e x p e r i m e n t a l  d a t a  f o r  p r a c t i c a l  d e s i g n ̲  

I n  t h e  s p i r a l  g r o o v e  t h r u s t  b e a r i n g ，  when t h e  pad which h a s  t h e  s p i r a l  g r o o v e  on t h e  s u r f a c e   r o t a t e s  o v e r  t h e  o t h e r  s u r f a c e

， 

t h e  a i r  a s  l u b r i c a n t  can be i n t r o d u c e d  i n t o  t h e  c e n t r e  o f  t h e  b e a r i n g   a l o n g  t h e  c e n t r e  l i n e  o f  t h e  s p i r a l  g r o o v e  ( c a l l  i t   a s  p u m p i n g ‑ i n  c o n d i t i o n ) ̲  

C o n s e q u e n t 1 y  t h e  p r e s s u r e  c a n  y i e l d  t h e  l o a d  c a p a c i t y  t o  s e p a r a t e  e a c h  s u r f a c e

， 

b u t  i f   t h e  d e p t h   o f  t h e  g r o o v e  i s   t o o  much h i g h  t o  keep t h e  a i r  i n  i t

， 

t h e  l e a k a g e  o f  a i r  w i l l  become l a r g e r  and l o s e   i t s  l o a d  c a p a c i t y  

Thereupon t h e  number o f  t h e  g r o o v e s

， 

a  s p i r a l  a n g l e

， 

t h e  d e p t h  o f  t h e  g r o o v e  and t h e  b e a r i n g   c 1 e a r a n c e  a r e  t h e  main and i m p o r t a n t  d e s i g n  f a c t o r s  t o  c o n f i n e  t h e  a b i l i t y ̲  

The p r e s e n t  p a p e r  r e p o r t s  a  few r e s u l t s  which we c o u l d  g e t  from t h e  e x p e r i m e n t s  t o  d e t e r m i n e   t h e  e f f e c t  o f  t h e  g r o o v e  d e p t h  on t h e  dynamic p r o p e r t i e s  o f  t h e  s p i r a l  g r o o v e  t h r u s t  b e a r i n g ̲   And we  d i s c u s s  a l s o  w h e t h e r  t h e  e x p e r i m e n t a l  v a l u e s  a g r e e  w e l l  w i t h  t h e  t h e o r e t i c a l  o n e s  o r  n o t .  

2 7  

1.はじめに

気体軸受は潤滑剤として池の代わりに気体を利用す る軸受をいうが，軸受すきまに粘性の小さい気体を導

入して圧力上昇をもたらし，負荷容量を得ょうとする ものであるから，その設計には工作上や運転上のさま ざまな障害が生じる.

昭和

5 7

年

5

月6日受理

・機械工学第二学科

気体軸受の取扱いについては，古くは

K i n g s b u r y ' )

による実験が有名であるが，我国においても佐々木

2)

らの研究をはじめ，森ら引による静圧気体軸受の理論 など早くから多くのすぐれた研究をみることができる.

最近は動圧気体軸受についても欧米をはじめ世界各国 で研究が重ねられ，とくに電子計算機を使つての理論 展開では大きな進展をみているが，その実用化にあ たってはまだ実験的に解明されねばならない多くの点 を残している

4 同 .

スパイラルグループスラスト軸受は他のチイルティ ングノfッド，レイレー型軸受などにくらべ動的安定性 がよく負荷容量も大きいため，実際の回転機械のスラ スト軸受として多く実用化されているが，理論的には 多くが解明されているにもかかわらず，設計上のデー タが未だ十分に得られていないのが現状である.

スパイラルグループ軸受において，らせん状の溝を もっ面が他の面上で回転すると気体がらせん溝にそっ て中心方向に引き入れられ

( P u m p i n g ‑ i n )

，上昇圧力が 発生するが，溝の深さが深すぎるとたちまち漏れ量が 多くなり負荷容量を失なう.即ちらせん溝の深さ，ら せん角及び溝の本数さらには軸受すきまが重要な設計 パラメータとなる.ここでは特にこの溝深さについて 気体軸受の動的特性を検討し，併せて理論解との対比 を行なって設計資料を得る目安とするための実験を行 なったので報告する.

2 .

負荷容量を求めるための理愉計算式 記 号

h 

=グループの数. 

Wti，叫=全荷重

(N) 

早 =粘度 (Pa.s) 

h o  

=グループ深さ

( m )  

h2  =膜厚

( m )  

。 ¹

=溝の幅

( m )  

。 ²

ニランドの幅

( m )   w 

=角速度

( r a d / s )   H 

=h2/h. 

h.  =ho+h2 

8  =h.!ho=H/O‑H) 

Y  = a2/a. 

A  = r./r2 

λ

，b 

=η

/r2 

α 

=らせん角 rleff 有効内径 Y2eff 有効外径

グループ部及びランド部における圧力分布を全軸受 面積にわたって積分すると全負荷容量 Wtinwを得る剖.

Wt

一一

μ

371  ， .. 

" r "

^f( ¥'( 

1 3 r = τ

^ふ(a，H，刈す)

l  (l -'\'~.)'-2(1-，\'~.)

①  x 

N u m e r a t o r  ( i η 削 卸

uv

仇川(

f

勃)詐副仰ω(川

a

② 

こにこで

η

九g.(a，Hか (1

‑ r

点目

J J J K 1 忠 誠 王 子

^③ 

g，(a， H. r)=H'(1 +r)(1 +

ω

t'a)(r+H') ④  g，(a， H. r)=(1 +rH')(r+H'仲 間 ∞t'a)(1+r)'  ⑤ 

(，.， 

•

，. 

1 

 .，，

1  N u m e r a t o r  

(inw)= 1A・~.ln'\' ，，+ 一一~，\・~.fg，(a ，

l

f¥ T/) 

H~"

Tb' 

2  2 "  

TbJ  H. r) 

(，.，  . I rh ¥ 

1 

，. 

1 

rl 

1 

~À*~b 仇(~トl" T/) 

H~\

rl/ 

2 

，f¥ ¥T'

・

，，+

²

一寸^rie‑^t'^f‑^J‑f g，(a，H. r)  ⑥ 

A * r / ) =   r

山

w

⑦

'¥r.= rb!r2 ⑧  Fr.= 

( 1

1

+

+

.

 

2

" H ' '

州

' 0 ‑ ‑:":. :

a)川 ( 1‑

: . "   ..~;: H ) + .  S

，，{( r+ 

H '

川 ∞

.  ‑ ‑

，o v ̲  f仙‑，，‑ 'r)}" I )‑. )'(∞

t 

)')(1 ‑

H )

(I 

+  ) ' H ' ) + S

，，)'(c

o t ' a )

(I ‑

H )  

ここで

S " = S

，，脚=ベト

AU

^{7H刊印ta){1+)')(I‑H)(I 別 府}

乃 内

2" " ' "  

ln( r./rl )g.(α，

H

， )')‑(1以 内)g:山，H， )')  ^暗 また摩擦トルクは非圧縮粘性体と考えると

Mtinw.ho  71 

1‑H" 

，，¥， 

J

， ‑rl，/，，(a， 

H .  r )  

一一一」ー=一一一ーイl

H  \~

ーん

' ' ' '

)

'

g

5

山

'

，

' U ' ' H ' '

，

 

rI )

' l  

1

~

1‑

1  +，\ ~.g2(a. H

， r) 

x ̲ .̲.̲ 

a r H '

(l‑

H )

(1‑

H '

)c

o t  a 

ln( rb!r.)g，(a， H， r)一(lnrb!r，)g，(a，H， r) 

+ ‑ ¥，

  t . 1

二rI⁴/rb'

g2(a， H， r)  1‑，¥九 ⑪  この理論式により理論的負荷容量を求める.図1に は 無 次 元 パ ッ ド 浮 上 量

8

と 無 次 元 負 荷 容 量 WhV (T}wr2')の 関 係 を 示 し て い る が の 曲 線 は 最 適 設 計 条件として

λ

=0.4， k=15，

α m a x  =  1 2 . 2

， 

Imax  =  0 ̲ 7 9

，  A， =0.56 ，

d m a x = 0 . 2 7

と し て

E .A. Muijderman

叫に

よって求められたもので 2， 3， 4の曲線は本実験 に用いたスパイラルグループについて上記の理論式に より求めたものである.浮上量に対する負荷容量がま だ可成不足している.

3 .

実験装置及び実験方法

i)

実験装置

本研究においてはスパイラルグループ軸受のうち，

Pumpingout

型にくらべて負荷容量が大きし動的安 定性が高いとされる

P u m p i n g ‑ i n

型のパッドを使用し た.図

2

においてロータは一端に円盤①を持ち，その 直径は

90mm

，ジャーナル部は

50mm

，このロータを

スパイラルグループ気体軸受の動的負荷容量

02 

z l l  

0 . 1  

' h

﹃

︽︐LM

一 同

r t

︑ ・二

' l F A u  

n o  

nU   FO n u .  

'

 

H  

円U

勺

L

n u . n u    

F i g .  1  The comparison o f  t h e  l o a d  c a p a c i t i e s   among a  few d e s i g n  f a c t o r s   1  d e n o t e s   t h e  c a s e  o f  t h e  optimum D e s i g n  s u g ‑ g e s t e d   by  muijderman  2 .   3 and  3  d e n o t e  t h e  c a s e  o f  t h e  p r e s e n t  e x p e r i ‑ m e n t s .  

F i g .  2  O u t l i n e  o f  t h e  t e s t  a p p r a t u s  

衝動空気タービンで駆動し，軸中心の振れをなくすよ

うに④⑤のラジアル気体軸受で支持されている.供試 スパイラルグループ軸受はスプライン軸受を通して円 盤上に設置し，円盤との平行度を保てるよりピボット

2 9  

Photo 

1 

Test A p p a r a t u s .  

⑥によって支持されている.軸受荷重はスプライン軸 上部に加圧空気をべローズを通して送り込むことに よって変化させることができる.運転方法はロータを 静圧気体軸受④⑤で，さらに供試軸受を軸受押え部③ よりの静圧で支持した後，起動し，動圧のみによる浮 上可能予測速度に達した後，徐々に③からの空気供給 を絶つ.発生した圧力は，供試軸受②のランド幅と溝 幅の中心線上に

5

ヵ所づっ設けた測定用細孔にプラス チィック製毛細管を取付けてマノメータ⑨で測定する.

測定用細孔の径は

1mm

，プラスチィック製毛細管の 内径は

0.9mm.

ロータの回転数は側部から光電式回 転計⑪で計測する.膜厚は③に埋め込んだ微小変位計

⑩で測定し，ロータの回転によるスパイラルグーブ型 軸受への伝達トルクは⑦に示すように，板ばねに歪 ゲージを貼りピン⑧に緩触させて動歪測定器で測定す る

i i )

実験方法

スパイラルグループ軸受の材質はアクリルと S45C を使用し，溝数は

1 2

本及び

1 5

本.グループとランドの 比は

2 / 1

，1.

2 7 / 1

，溝深さは

28μm

，

60μm

， 

80μm

， 

F i g . 3   The sma

lI 

h o l e s  p r e p a r e d  on t h e  s u r ‑ f a c e  f o r  m e a s u r i n g  A p r e s s u r e  

h ，  B e a r i n g  c

I

e a r a n c e   h .   Groove d e p t h   h 2   F i l m  t h i c k n e s s .  

T a b l e  1  The d i m e n t i o n  o f  e a c h  s p i r a l  g r o o v e   and a p p l i e d  l o a d  

(W) 

K 

B L :  B q  h .   w 

(μm)  ( N )   A  1 2   1  : 

1. 2

7   2 8   1 0 . 1 3   B  1 5   1 :  2  2 8   1 0 . 1 3   C  1 2   1  : 

1. 2

7   6 0   1 3 . 1 4  

D 

1 2   1  : 

1. 2

7   8 0   1 3 . 1 4   E  1 2   1 :  2  1 5 0   9 . 9 8   F  1 2   1  : 

1. 2

7   1 5 0   1 3 . 1 4   150μm

を製作して使用した.測定項目は発生圧力，軸 受浮上量(膜厚)，回転数及び摩擦トルクでその結果を 理論式より求めた値と比較し，測定上及び設計上の相 違を検討した.グループ形状及び諸元を図

3

，表

1

に 示す.

4 .

実験結果及び考察

i)

圧力分布

図 4， 5にはグループ部とランド部における圧力分 布を各回転数毎に各測定点の半径位置をパラメータと

して示した.

スパイラルグループ軸受では，その構造上軸受圧力 は回転にともなって周聞の空気を内部にむかつて引き 入れることにより，圧力が発生し内部にむかう程圧力 が上昇する.図4，5においては溝深さ

h.=60 μm

，荷 重

1 3 . 1 4 N

において溝部とランド部における各点での

~3.0

a

咽

: 

X 

、~

註

ⁱ

z 

名刀

足

~ 2 . 0  

1 . 0  

O 

o  9  X10 3rpm 

・ _e  ¹⁰ _{1 1}  

(i 

12 

<t 

13 

C>

14 

E

ミ""""

¥ 

~

K 

=12 

B L :  B9 =  1 :   1 . 27  ho =  60um 

w 

=  1 3 . 1

4 N 

¥ 

3 2 . 5   3 5 . 0   3 7 . 5   4 0 . 0   4 2 . 5  

T H E  L 剛 川 市 剛 捌 附 冊 L E S F I I O '   8[ ' P 問 問 問 (mm) F i g . 4  

~ 3 . 0  

a

咽

: 

X 

出

a .   2 . 0  

1 . 0 

O 

P r e s s u r e  d i s t r i b u t i o n  a t  e a c h  m e a s u r ‑ i n g  h o l e  ( U n g r o o v e d  p a r t )  

o  9  X 1 Q 3rpm 

・ ¹⁰

e  1 1  

(i 

12 

<t 

13 

c> 

14 

K 

= 

12 

B L :  Bg=1  : 1 . 27 

同 =

60um 

W = 

1 3 . 1 4  N 

3 2 . 5   3 5 . 0   3 7 . 5   40.0  4 2 . 5  

T H E  L 附 T I 州 n FM E A S U R I N

 ，r

H n L f S   FRn~ ^{B E A R I N   ， C C E N T R f   ( m   m )}  F i g . 5   P r e s s u r e  d i s t r i b u t i o n  a t  e a c h  m e a s u r ‑

i n g  h o l e  ( G r o o v e d  p a r t ) .  

スパイラルグループ気体軸受の動的負荷容量

3 1  

発生圧力を比較したものであるが，従来得られている 各測定点での圧力変動にくらべ溝部・ランド部共に内 部にむかつて直線的に圧力の上昇がみられる.他の溝 深さの場合には圧力の低下や負圧発生がみられたもの もあるが，この場合は理想的な分布が得られている.

一般に溝及びランドにおける運転中の空気の流れは複 雑で，測定孔の位置によっては負圧や逆流を測定する ことが多い.しかし測定孔の位置や測定孔が精密に設 けられている場合には，この例にみるように直線的に 圧力分布が得られる.溝部においてはランド部にくら べて空気の閉じ込みによって，高めの圧力を示してい る.

9 0 0 0  

rpmから

1 4

，

0 0 0

rpmまでの回転数の変化に よる圧力の差はないが，これは負荷を一定としている ため上昇した負荷容量はそのまま軸受を浮上させたこ とによる.

@ 

e 

1 . 0   l   ‑ •

O 

F i g . 6  

( )   32Sm m  

il 

3

5.

0 

e  3 7 . 5   .40.0  042.5 

@  @ 

。 e 

• •

10 

@ 

。 •

K  =12  B L :   89  = 1 :  

.1

27  ho=60um  W=13.14N 

@  @ 

e 

^@ 

• •

1 5   X 1 0 3 

N (rpm)  Dynamic p r e s s u r e   v s   r o t a t i n g   c y

cI

e 

( U n g r o o v e d  p a r t ) .  

図

6

及び?に各測定点における

ho=60 μm

のとき の回転数をパラメータにとっての圧力変動を示すもの であるが，各測定点について回転数による圧力変動は ほとんどない.図4及び5の説明ですでに述べたよう に，待重が一定であるために回転数増加による圧力上 昇は直に浮上量増加となり，マノメータ上の圧力上昇

L O C A

Tl

O N口 FT H

， 

^{H O L E}  

( )   3 2 . 5  mm  K  =  1  2 

il 

3 5 . 0   BL:Bg=1: 1 . 2 7  

e  3

7.

5  hO=60um 

• 4 0 . 0   W=13

1.

4N 

042.5 

~十十十4

仏

咽

ョ:

@ー

^{@  @  @  @}  4 a  

。 e  。 e  。。

• • • • ^{• •}

1 . 0  

O 

10  15  X 1 0 ³ 

N (rpm)  F i g .  7 Dynamic p r e s s u r e   v s   r o t a t i n g   c y

cI

e 

( G r o o v e d  p a r t ) .  

A 

A288 u r n   . .   B 2 

。 ^{C 60} 

ロ E

150 

2 1 2 ・ ^F150 

1 1  

、 。 ⁵

O 

1σ~σ!l

1

^0‑1  {l=帽す

F i g .   8  F l o a t i n g  a m o u n t s  v s  r o t a t i n g  s p e e d  o f   r o t o r .  

としては示されない.溝部・ランド部においてその傾 向は変わらず負荷容量増加が円滑に浮上量を増して いっていることがわかる.

i i )

回転数増加と負荷容量

図

8

では上に示した回転数増加に伴う，軸受浮上量 の増加の状態を示すものである.グループ深さをパラ

1O 1 ‑ 3 1 3  

判記

工I~

I::J.. 

主

1O 2 . 

10

司

軒

: 一一一

• •

• •

I!. 

A 28 um  4 

B 

28 

。 ^{C 60} 

• D  80 

ロ

E 150 

• F 150 

~

~

t 

企

1σ3σ~ ^{1O 1} 

J l = ‑ # .

旦主坐ι

hoW 

F i g .  9  Load c a p a c i t y   v s   r o t a t i n g   s p e e d   o f  

r o t o

r. 

メータに回転数増加に従つての浮上量変化を示すが，

いずれのグループ深さの場合も回転数増加に敏感に膜 厚がふえている.各溝深さの相違による浮上量増加は 溝深さ

60μm

において最も著しいが，溝及びランド部 の工作精度がよく，仕上面精度や平面度がよい場合に は溝の内方向に閉じ込められる空気が漏れないために も溝深さは厚すぎないほうがよい.しかし本研究にお いては図

9

に示されるように

60μm.150μm

の溝深さ に お い て 最 も 高 い 負 荷 容 量 を 示 し ， 浅 い 溝 深 さ の

28μm

の場合は比較的低い負荷容量しか示さない.こ の 理 由 と し て い く つ か 考 え ら れ る が つ に は こ こ で の供試軸受がフォトエッチングで作成したものである ため，パッドの薗の平面度及び溝側面の垂直度に精度 が不足していること，また軸受のうち金に貼り付ける さいの微小なうねりの除去が完全でないことなどの理 由が考えられる.そのため.

150μm

のように溝深さが 厚くなると溝の表面あらさやうねりなどの影響が溝深 さとの相対値において小さくなるため，ここでの条件 下では高い負荷容量を示しているといえる.しかし

60μm

の溝深きで高い負荷容量が得られていることか らも，またこの

60μm

において，溝とランド部上の測 定孔位置による圧力分布が理想的に内向上昇型が得ら れていることからも推測できるように，工作精度や取 付精度の向上を期せばここで用いた最大深さ

150μm

ε 

コ

炉 、 」

. r : .  

GROOVE DEPTH 

I!. 

A  28υm  4  B 28 

40 

‑1 

。 ^{C 60}  _O 

• D 80 

ロ

E 150  O 

• F 150 

O 

30  ^{O  O}  _• •

^{ロ 回}

•

^ロ

O  •

^ロ

^A 

20 

^ロ

a  ^A 

国

畠 A 

4  A 

企

•

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N (rpm)  F i g .  1 0   F i l m   t h i c k n e s s   v s   r o t a t i n g   c y c l e  

( E x p e r i m e n t a l  r e s u l t s ) .  

G R Q O V E  D E P T H  

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A  28 um  4  B 28  o  C 60 

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11 

F i l m   t h i c k n e s s   v s   r o t a t i n g   c y c l e  

( C a l c u l a t e d  v a l u e s )  

スパイラルグループ気体軸受の動的負荷容量

3 3  

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一一一一一一。

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R O T A T J N G   C Y C l E   N 

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F i l m  t h i c k n e s s  v s  r o t a t i n g  c y

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Groove d e p t h  2 8  M，  s o l i d  l i n e  d e n o t e s   c a l c u l a t e d  r e s u l t s .  

30 

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9  10  11  12  13  14  X103 

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F i l m  t h i c k n e s s  v s  r o t a t i n g  c y

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Groove d e p t h  2 8  M

， 

s o l i d   l i n e   d e n o t e   c a l c u l a t e d  r e s u l t s .  

よりもずっとうすい膜厚さで，最大の負荷容量が得ら れるはずで今後の課題としたい.

図

1 0

には回転数による膜厚増加の測定値を示してい る.各溝深さにおける膜厚の比較は，負荷の値が各々

。 。

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30  。

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附 T A T I N GC Y C l E  

N 

(r 

p m) 

F i g .  1

4 

F i l m  t h i c k n e s s  v s  r o t a t i n g  c y c l e   Groove d e p t h  6 0  M，  s o l i d  l i n e  d e n o t e s   c a l c u l a t e d  r e s u l t s .  

で異なっているので直接的にはできない.しかしここ で も 仇

=60μm

，及び

ho=1 5 0 μm

の場合に厚い膜厚 即ち高い負荷容量を示している.この実験条件での各 値を①式に代入して・求まった計算膜厚と比較したのが 図

1 1

である.結局溝深さによる負荷容量の依存性は高 いと考えられるが，その定量的な変化量を求めるには 精密な軸受商加工と，精確な回転精度をもっ高い実験 技術を伴わなければならないことがわかる.

i i i )

理論値と実験値のへだたり

図 12~14 は ho=28 μm，

ho=60 μm

について本研究 で使用した実験条件より求めた理論負荷容量(①式に よる)から各回転数毎の膜厚計算値を示したものであ るが，実験値とのずれが大きい.とくに溝深さの浅い

ho=28 μm

については，回転数の低い部分において実 験により求まった膜厚測定値が極めて小さい値を示し ている.これは既に述べたように，回転数上昇によっ て負荷容量が十分得られた後にはじめてうすい溝深さ のもつ工作上の精度不足，運転上の不安定をとり除く ことができないことによるものと思われる.また理論 式自体には，軸受面問で運転条件や回転精度によって 必然的にもたらされると考えられる溝内や，ランド上 での流れの逆流や負庄の発生に関する因子は含まれて いない.最も動的に安定とされるスパイラルグループ

軸受においても，実際上の回転中におこるグループ内 の空気の流れ，円周方向の流れの状態を適確に把握し て理論との比較を行なう必要がある.図

1 4

には，本研 究では最も理想に近い溝内圧力分布を得たものについ て回転数と膜厚の関係を示したものであるが.

ho=28  μm

の例とは対称的に実験によって得られた膜厚きの ほうが理論値を上まわっている.ここでは計算する際 に当然

ho=60 μm

としているが，表面あらさやうねり の影響をうける場合と全くあらさのない場合とは計算 結果に大きな差がでる.即ち理論値は設計値どおりの 溝深さをもつものとしての値であり，外的な障害が入 ることにより当然異なった意味をもっ.ここで考えら れることは .

ho=60 μm

の場合，その実際の値は図

1

における

o=0.26

のピーク値に近いためと考えられる.

図 12~14のいずれも発生圧力のこう配が理論値より急 であるのは取付精度，工作精度に依存するところが非 常に大きいことを示す.

5 .

おわ町に

最も負荷容量が高く動的安定性も高いといわれるス パイラルグループスラスト軸受について

P u m p i n g ‑ i n

型(内向型)のスラストパッドを使って実験を行ない，

溝深きによる膜厚変化をしらべた.また溝本数，溝・

ランド比，スパイラル角などについて

Muijderman 引

らの最適計算債と比較してみて，最適とされる設計値 からのずれがあるが，いままでに実験データのあま りない溝内やランド部圧力分布については十分よい結 果を得だ.また軸受浮上量についても理論値からのず れが多少あるが回転数の高いところでは理論値に近づ

く傾向を得た.

溝深さが負荷容量に及ぼす影響については，従来い

くつか報告円酬されていても加工のむずかしさから十 分な解明がなされていない現状であるが，比較的厚い 溝深さで実験を行なうことはその工作精度不足を補う ものと考えられる.本研究においては

150μm

という 厚い溝深さの場合，最も高い負荷容量を得た.また理 論値からのずれが大きい部分については，理論に用い られている仮定と実際の溝内の流れの挙動が十分一致 していないことが考えられ，設計上はこのずれを十分 考慮する必要がある.

最後に本研究を行なうに当り実験に協力してくれた 元本学々生富永昭則君(現三菱重工).同じく友原孝之 君(現トヨタ自工)に厚く感謝する.

参考文献

1 )   K i n g s b u r y

， 

A .  

J. 

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2 

) 佐 々 木 六 郎 火 兵 学 会 誌

3 7

ー

1 p 1  ( 1 9 4 3 )   3 

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Mori

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H .  T r a n s .  ASME

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S e r i e s  F  p 1 8 1  

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4) Wachmann

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C .   e t   a l   T r a n s .  ASME

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5 )   Muijdermann

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6) Muijdermann

， E. A

. S p i r a l   Groove B e a r i n g "  

p h i l i p s  T e c h n i c a l  L

i

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7 )   W h i t e l y ，  S .   3 r d  Gas B e a r i n g  Symp ，  P a p e r  N o .   1 3  

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9 6 7 )  

8 

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p 1 3  

(昭47)

9 

)多々良，古池，岩崎、潤滑か第

1 6

巻第

9

号

p p 6 8 0  

~686

(1

9 7 1 )