機械設計工学(第9回）

機械工学科

塩幡 宏規

第４章 軸受および潤滑方法

軸受とは：回転軸を支える機械

トライボロジー：相対運動に伴って接触二面間に発生する現象，あるいはそれに関連した諸問題を扱う学問分野で、軸受の基盤技術

自己潤滑 転がり接触

流体潤滑 磁気浮上

4.1軸受の種類

す べ り軸受

ラジアル軸受…荷重が軸に直角

スラスト軸受…荷重が軸方向

テーパ軸受…荷重が軸に直角、軸方向

転 が り軸受

ラジアル転がり軸受…荷重が軸に直角

スラスト転がり軸受…荷重が軸方向

テーパ転がり軸受…荷重が軸に直角、び軸方向

軸受

軸受の長所

すべり軸 受

・高速回転が可能

・振動，衝撃に対する減衰能が大

・騒音が低い

・負荷能力が高い

・潤滑状態がよければ半永久的寿命

転がり軸 受

・高精度の規格品が多量生産、組立、調整、交換が容易

・軸受性能は使用条件の影響を受けにくい

・グリース潤滑が可能．潤滑油供給装置、密封装置が簡単

・１個の軸受でラジアル、スラスト荷重を同時に受けることが可能

・材料選択で高温でも使用可能

4.2 すべり軸受の理論

レイノルズの潤滑理論式で特性を原理的に記述コストパフォーマンスは転がり軸受よりも低い。

(1)平面すべり軸受

水平平板が水平方向（左）に動く→油は狭い方に押し込まれる→上向きの力が作用

くさび作用

平面すべり軸受

レイノルズ方程式

仮定：

•潤滑油はニュ－トン流体

•潤滑油は非圧縮性

•油の粘度は油膜中一定

•油膜は十分に薄く、厚さ方向には圧力変化、油の流れはない。

•油の流れは二次元的

dx×dy：素片、p:圧力、τ:油から素片に及ばされるせん断力、η:油の粘度、ｗ:油の流速

理論式の誘導

dxdp

dyd

dxddpdy

=∴

=

τ

τ

dydwητ =

ニュ－トンの粘性式から ydwd

dxdp

2

2η=

軸受理論の基礎式

•最大油膜圧力：中央から小すきま側傾斜に依存

•ｍ＝2.2で最大油膜圧力•設計：2<ｍ<3

m：パッド膜厚さ比

圧力分布

KP：圧力係数

]/[ 220

mNKh

vaP Pη=

最大負荷容量

全圧力

Kw：負荷容量係数

][2

0

2

NKhbvaW

w

η=

b/a=1

無限長軸受の容量の1/2

b/a<0.5

激減

摩擦係数F:摩擦力Kf：摩擦係数率KF：摩擦力係数

fKah

WF

== 0µ

FKhvabF

0

η=

膜厚さ比 m

摩擦係数率： Kf

・圧力最大の位置は板の中央から隙間の小さい方にずれ、傾斜が大きい程大きい

・圧力係数はパッドの膜厚さ比によって影響を受け、m=2.2で油膜圧力が最大になる。2<m<3で設計

・全圧力の作用点の偏心量eは傾斜が大きい程大きい

傾斜は安定。ピボット支持が有効

（2）ジャーナルすべり軸受－ラジアル荷重を支持するすべり軸受

軸心の位置

静止時：A回転時(低速）：O’回転時(無限大）：O

油膜圧力分布状態

ゾンマーフェルトの式

・ジャーナルの回転速度、すきま比、油温、軸受圧力、偏心率などの関係を導く

・仮定：軸方向に無限大かつ軸方向流れはない

・ソンマーフェルト数S：軸受設計の基本、無次元量

(a)軸受圧力が小さいとき(p<105N/m2)

012

1)2(2

222

=−+

=

= θ

πη

eee

pn

crS

(b)軸受圧力が大きいとき(p>105N/m2)

2222

22

12tan

)4(61)2(

ee

eeeeS

−=

−−

−+=π

θπππ

p:軸受圧力, n:ジャーナルの回転数（rps）

r:ジャーナル半径, R:軸受半径, c:半径すきま(R-r),

e:偏心率(ε/c), η:粘度

r,c, η,n,p

ゾンマーフェルト数S

偏心率e ，傾き角θ

摩擦抵抗

流体潤滑：油膜の厚さが比較的厚く，すべり面同士の接触が起こらずに，潤滑性能は油膜の粘性流体としての性質によって支配される状態．ジャーナルは浮き上がっている．

境界潤滑：油膜の厚さが薄くなり，分子膜程度の薄い潤滑膜を隔てた接触が始まる潤滑状態．このすべり面に吸着している潤滑剤の薄い膜を境界層という．荷重に比例し速度に無関係．

すべり軸受の設計は流体潤滑領域で設計する．

ηn/pの値は摩擦係数最小の場合の少なくとも数

倍に設計する

ジャーナル軸受の摩擦特性

・油膜の厚さは薄い・潤滑性能→薄い潤滑膜を隔てた接触を開始

・油膜の厚さは比較的厚い・潤滑性能→油膜の粘性流体としての性質に依存

ジャ

ーナ

ルの

摩擦係数

有限幅の修正

軸受動特性解析では無限幅理論を用いているが，実際には有限でかつ端から油が漏れるため，負荷容量や摩擦抵抗の推定には有限幅であるための修正を行う必要がある．

発熱と冷却摩擦損失はすべて熱 軸受金の変形・片当たりの原因

対策として

(a)自然冷却，通風冷却 摩擦発熱H=CA(tb-ta)C:定数，tb:軸受表面温度，ta: 空気温度， A:放熱面積

(b)強制給油 摩擦発熱H=Gk(to-ti) G:潤滑油の質量流量，ti:潤滑油の入口温度，to:潤滑油の出口温度，A:潤滑油の比熱