JP2006307961A - クロスヘッド軸受 - Google Patents

Abstract

【課題】 油溝にテーパ面を設けると共に、中央油溝ピッチ角を拡大し且つ軸受すき間比を小さくすることにより負荷能力をより向上させたクロスヘッド軸受を提供する。
【解決手段】 クロスヘッド軸受の軸受面に形成した油溝の両側方にテーパ面を形成し、このテーパ面をテーパ幅角ｌ＝３〜１０°の長さとすると共に、テーパ角γ＝０．１〜０．２°の傾斜角度とすることにより、テーパ面のくさび作用による油膜の交換性が向上して油温の上昇が抑制されるため、軸の焼付きを防止することができ、油溝を中央油溝ピッチ角α＝５０±１０°の位置に形成することにより、スクイズ作用に有効な軸受中央パット部の面積が増大するため、クロスヘッド軸受の負荷能力が上昇して軸の焼付きを防止することができる。
【選択図】 図１１

Description

本発明は、大型２サイクルディーゼル機関のコネクティングロッドの上端に設けられてピストンロッドの下端に固定される軸を揺動自在に軸支すると共に、その軸受面に油膜交換を促進させるための油溝が軸方向で複数形成されるクロスヘッド軸受に関するものである。

大型２サイクルディーゼル機関に用いられるクロスヘッド軸受は常に下向きの高い荷重を受けながら低速で揺動運動を行なうため、軸受面に形成される油膜が極めて薄く潤滑状態が過酷なすべり軸受であり、負荷能力の向上が重要な課題となっている。一般的に、クロスヘッド軸受の軸受すき間比を小さくして、中央あて角１２０〜１５０°の範囲で軸受すき間比をゼロとした接触軸受構造に近づけると、軸受全面で大きなスクイズ作用が得られ負荷能力の向上に有利となる。しかしながら、軸受すき間比を小さくすると油膜のくさび作用が弱まり、油膜厚さが減少する、即ち、油膜特性が低下するという欠点がある。

一方、クロスヘッド軸受には、油膜交換を促進させる目的から荷重側軸受面に多数の油溝が軸方向で設けられており、軸受すき間比が小さい軸受でも油溝の両側方にくさび形状のテーパ面を設けることにより、油膜のくさび作用が増大して油膜特性を改善することができる。このように油溝の両側方にテーパ面を設けることにより油膜特性を改善した例は、非特許文献１（社団法人日本機械学会編「日本機械学会論文集Ｃ編第６９巻第６８１号 ｐｐ．１４０４〜１４０９」２００３年５月２５日発行、発行所：社団法人日本機械学会）に記載されている。
日本機械学会論文集Ｃ編６９巻６８１号 ｐｐ．１４０４〜１４０９

しかしながら、上記した非特許文献１のように、油溝の両側方にテーパ面を設けるだけではクロスヘッド軸受の十分な負荷能力の向上を得られるものではなかった。本発明は、上記した事情に鑑みなされたものであり、その目的とするところは、油溝にテーパ面を設けると共に、中央油溝ピッチ角を拡大し且つ軸受すき間比を小さくすることにより負荷能力をより向上させたクロスヘッド軸受を提供することにある。

上記した目的を達成するために、請求項１に係る発明においては、大型２サイクルディーゼル機関のコネクティングロッドの上端に設けられてピストンロッドの下端に固定される軸を揺動自在に軸支すると共に、その軸受面に油膜交換を促進させるための油溝が軸方向で複数形成されるクロスヘッド軸受において、前記油溝の両側方に前記軸受面から前記油溝に向けて下り傾斜するテーパ面を形成すると共に、前記クロスヘッド軸受の縦中心線を挟んで左右対称に位置する２つの前記油溝の縦中心線がなす角度である中央油溝ピッチ角αを５０±１０°とし、前記テーパ面の一端と前記クロスヘッド軸受の軸受中心とを結ぶ線と、前記テーパ面の他端と前記クロスヘッド軸受の軸受中心とを結ぶ線と、がなす角度であるテーパ幅角ｌを３〜１０°とすると共に、前記テーパ面と前記油溝の縦中心線の垂線とがなす角度であるテーパ角γを０．１〜０．２°としたことを特徴とする。

また、請求項２に係る発明においては、請求項１に記載のクロスヘッド軸受は、該クロスヘッド軸受半径Ｒから軸半径ｒを減じた値である半径すき間ｃを軸半径ｒで除した値で表される軸受すき間比ｃ／ｒを０．０００１±０．０００２としたことを特徴とする。

なお、軸受すき間比ｃ／ｒは、上記のように定義されるものであり、その値が０より大きい場合には半径すき間ｃも０より大きく、クロスヘッド軸受半径Ｒが軸半径ｒよりも大きいことを示している。また、軸受すき間比ｃ／ｒが０である場合には半径すき間ｃが０であり、クロスヘッド軸受半径Ｒと軸半径ｒが同じ値であることを示している。また、軸受すき間比が０より小さい場合には半径すき間ｃも０より小さく、クロスヘッド軸受半径Ｒが軸半径ｒよりも小さいことを示している。

ここで、クロスヘッド軸受半径Ｒが軸受全周に亘り軸半径ｒよりも小さい場合、クロスヘッド軸受で軸を支持できないことになるが、ここでのクロスヘッド軸受半径Ｒは、クロスヘッド軸受の下部における中央あて角の範囲についてのものである。一般に、揺動運動をする軸を支持するクロスヘッド軸受の場合、クロスヘッド軸受の上部と下部とでそのクロスヘッド軸受半径Ｒが異なるものを用いる場合がある。従って、クロスヘッド軸受の下部における中央あて角の範囲についてのクロスヘッド軸受半径Ｒが軸半径ｒよりも小さい場合であっても、クロスヘッド軸受の上部のクロスヘッド軸受半径Ｒを軸半径ｒよりも大きくすると共に、クロスヘッド軸受の下部における中央あて角の範囲以外の部分に逃げを設けることにより、クロスヘッド軸受で軸を支持することができる。

請求項１に係る発明においては、クロスヘッド軸受の軸受面の油溝を中央油溝ピッチ角α＝５０±１０°の位置に形成すると共に、油溝の両側方にテーパ面を形成し、このテーパ面をテーパ幅角ｌ＝３〜１０°の長さとすると共に、テーパ角γ＝０．１〜０．２°の傾斜角度とした。

このように、油溝の両側方に形成したテーパ面のテーパ幅角ｌ＝３〜１０°の長さとすると共に、テーパ角γ＝０．１〜０．２°の傾斜角度とすることにより、テーパ面のくさび作用により、厚い油膜が形成され油膜の交換性が向上して油温の上昇が抑制されるため、軸の焼付きを防止することができる。

なお、テーパ幅角ｌを３°よりも小さくすると十分なくさび作用の効果を得ることができず、１０°よりも大きくするとスクイズ作用に有効な軸受パッド部の面積が減少するため、くさび作用が発生する範囲が狭く負荷能力が低下する。また、テーパ角γを０．１°よりも小さくするとクロスヘッド軸受の使用に伴うテーパ面の摩耗により、油膜特性の改善効果が得られず負荷能力が減殺されることが予想され、テーパ角γを０．２°よりも大きくすると、テーパ部でスクイズ作用が発生しなくなり、結果スクイズ作用に有効な軸受パッド部の面積が減少するため、負荷能力が低下する。

また、クロスヘッド軸受の軸受面の油溝を中央油溝ピッチ角α＝５０±１０°となる位置に形成することにより、スクイズ作用に有効な軸受中央パット部の面積が増大するため、クロスヘッド軸受の負荷能力を向上させることができる。

なお、中央油溝ピッチ角αを６０°よりも大きくすると軸受中央パット部の油が軸の揺動運動で油溝に到達し難くなるため、新しい油と交換されることなく油温が上昇して、負荷能力が低下する。また、４０°よりも小さくするとスクイズ作用に有効な軸受中央パット部の面積が減少するため、クロスヘッド軸受の負荷能力が低下する。

また、請求項２に係る発明においては、クロスヘッド軸受の軸受すき間比ｃ／ｒを０．０００１±０．０００２としたことにより、油溝のテーパ面で十分なくさび作用が発生して厚い油膜が形成されるため、クロスヘッド軸受の負荷能力を向上させることができる。

なお、軸受すき間比ｃ／ｒを０．０００５以上にした場合、テーパ面で十分なくさび作用が発生せず、軸受すき間比ｃ／ｒを−０．０００３以下にした場合、軸受端部付近で部分的な軸との固体接触が発生して負荷能力が低下する。クロスヘッド軸受の軸受すき間比ｃ／ｒは、好ましくは０．０００１±０．０００２とすることが望ましい。

以下、本発明の実施の形態について図面を参照して説明する。図１は、大型２サイクルディーゼル機関の１つのピストン３に対応するクロスヘッド機構１を示す概略図であり、図２は、大型２サイクルディーゼル機関のクロスヘッド機構１と相似な変動荷重、揺動運動の条件で焼付試験が実施できる軸受試験機２０の概略図である。

図１において、大型２サイクルディーゼル機関のクロスヘッド機構１は、シリンダ２内を摺動するピストン３のピストンロッド４の下端に固定される軸５を揺動自在に軸支するものであり、軸５と摺動する軸受面にホワイトメタル等の軸受合金層が形成されるクロスヘッド軸受７とこれを介挿する軸受ハウジング７ａを有している。そして、クロスヘッド機構１は、その下端がクランク軸１０に回転自在に軸支されるコネクティングロッド８の上端に形成されている。

上記のように構成される大型２サイクルディーゼル機関においては、ピストン３の上下運動をコネクティングロッド８を介してクランク軸１０の回転運動に変換するようになっている。そして、クロスヘッド機構１においては、クロスヘッド軸受７に対し常に下向きに荷重が作用すると共にコネクティングロッド８の揺動運動も作用する。このため、クロスヘッド軸受７の軸受面に形成される油膜が極めて薄く潤滑状態が苛酷なすべり軸受である。

このような潤滑状態が苛酷なクロスヘッド軸受７では、後述する軸受すき間比ｃ／ｒを小さくして中央あて角１２０〜１５０°の範囲で軸受すき間比ｃ／ｒをゼロとした接触軸受構造に近づけると、軸受全面で大きなスクイズ作用が得られ負荷能力の向上に有利となる。しかしながら、一方では、軸受すき間比ｃ／ｒを小さくすると油膜のくさび作用が弱まり油膜厚さが減少するという欠点もあるため、油膜厚さを増大させる方策を検討する必要がある。

従って、クロスヘッド軸受７の負荷能力に及ぼす軸受すき間比ｃ／ｒの影響を調べ、適正な設計指針を明らかにすることが重要であるが、軸受すき間比ｃ／ｒが小さい軸受であっても、クロスヘッド軸受７の軸受面に形成される油溝の両側方に適正なテーパ面を設けることにより、負荷能力が向上できると考えられる。そこで、クロスヘッド軸受７の負荷能力に及ぼす軸受すき間比ｃ／ｒと油溝形状の影響について、実際機関のクロスヘッド機構１と相似な変動荷重、揺動運動の条件で負荷限界試験が実施できる軸受試験機２０を用いて検証した。

そこで、図２を参照して軸受試験機２０の構成について説明する。図２において、直径１００ｍｍの試験軸２１は、その両側をコロ軸受２３で支持されてクランク機構２４により揺動運動を行う。試験軸受２２には油圧ラム２５により垂直下向きの変動荷重が与えられる。また、図２には、試験軸受２２に潤滑油を供給し回収するための循環ポンプ２７、オイルクーラー２８、オイルタンク２９、供給ポンプ３０、供給パイプ３１、回収パイプ３２が示されている。

この軸受試験機２０で得られた軸受面圧Ｐｗ及び軸の揺動角速度ωのサイクル変化の一例を図３に示す。軸受面圧Ｐｗはクランク角度θｃ＝０°（上死点ＴＤＣ）で最大となる。試験軸２１の揺動角速度ωは、θｃ＝±９０°で零となり、θｃ＝０°及び１８０°（下死点ＢＤＣ）で絶対値が各々最大となる。本軸受試験機２０では試験軸受２２と荷重方向が固定され、試験軸２１のみが揺動角２ψで揺動運動する構造であるが、実際機関のクロスヘッド機構１と相似な変動荷重、揺動運動の条件で負荷限界試験が実施できるようになっている。供試潤滑油はＳＡＥ１０Ｗの無添加エンジン油であり、一定温度６０℃で試験軸受２２に供給した。

試験軸受２２の耐焼付き性を評価する負荷限界試験は、試験軸２１の揺動速度Ｎを３００ｃｐｍ、揺動角２ψを５５°に各々設定した後、軸受面圧のサイクル最大値Ｐｗｍａｘを段階的に増大させ、試験軸受２２に焼付きが発生する限界軸受面圧を求める方法で実施した。試験中の試験軸受２２の表面温度は、試験軸受２２の中央部の表面から０．５ｍｍの深さに埋め込んだ熱電対で測定したが、この表面温度が８０℃以上に急上昇した場合に焼付き発生と判断した。

図４に試験軸受２２の構造を示す。この試験軸受２２には、その軸受面に油を供給するための油溝が４箇所形成されている。この油溝のうちの２つは、試験軸受２２の縦中心線を挟んで左右対称に位置する中央油溝４０として形成されるものであり、この２つの中央油溝４０は、それぞれの縦中心線のなす角度がαとなる位置に形成されている。そして、この２つの中央油溝４０の縦中心線のなす角度αが中央油溝ピッチ角を表している。また、２つの中央油溝４０の試験軸受２２の軸受合せ目４８側には、端部油溝４５がそれぞれ形成されている。この端部油溝４５は、中央油溝４０の縦中心線と端部油溝４５の縦中心線のなす角度がβとなる位置に形成されている。そして、この角度βが端部油溝ピッチ角を表している。

また、上記した中央油溝４０及び端部油溝４５には、それぞれ中央油穴４１及び端部油穴４６が形成されており、この中央油穴４１及び端部油穴４６から試験軸２１と試験軸受２２との間に潤滑油が供給されるようになっている。

上記した４つの油溝のうち両側方に位置する２つの端部油溝４５の縦中心線のなす角度は、図４に示すように、α＋２βで表されることとなるが、このα＋２βが試験軸２１と試験軸受２２とが接触する範囲である中央あて角を表している。また、試験軸受２２の軸受面のうち、２つの中央油溝４０によって挟まれる範囲が軸受中央パット部４２として形成されると共に、中央油溝４０と端部油溝４５とによって挟まれる範囲が軸受端部パット部４７として形成されている。なお、試験軸受２２の軸受合金はホワイトメタルを用いた。

図５に試験軸受２２に形成された油溝の形状を示す。図５（Ａ）では従来型油溝５５の形状を示しており、図５（Ｂ）ではテーパ面５０を設けたテーパ面付き油溝４３の形状を示している。

従来型油溝５５は、図５（Ａ）で示すように、底部が半円形状に形成されると共に、その両側方にほぼ４５°の面取りが施されている。これに対し、テーパ面付き油溝４３は、従来型油溝５５に加えて軸受面から油溝縦中心線に向けて下り傾斜するテーパ面５０が両側方に形成されている。このテーパ面５０は、テーパ面５０の一端５１と試験軸受２２の軸受中心とを結ぶ線と、テーパ面５０の他端５２と試験軸受２２の軸受中心とを結ぶ線と、がなす角度であるテーパ幅角ｌによってその長さが表されると共に、テーパ面５０とテーパ面付き油溝４３の縦中心線の垂線５３とがなす角度であるテーパ角γによってその傾斜角度が表されている。

図６に軸受すき間比ｃ／ｒを説明するための試験軸２１及び試験軸受２２の概略図を示す。図６（Ａ）は、軸受すき間比ｃ／ｒが０より大きい場合を示し、図６（Ｂ）は、軸受すき間比ｃ／ｒが部分的に０または０より小さい場合を示している。ここで、軸受すき間比は、試験軸受２２の半径Ｒから試験軸２１の半径ｒを減じた値である半径すき間ｃを、試験軸２１の半径ｒで除した値で表されるものである。

軸受すき間比ｃ／ｒが０より大きい場合には半径すき間ｃも０より大きく、図６（Ａ）に示すように、試験軸受２２の半径Ｒが試験軸２１の半径ｒよりも大きいことを示している。また、軸受すき間比ｃ／ｒが０である場合には半径すき間ｃが０であり、図６（Ｂ）に示すように、試験軸受２２の半径Ｒと試験軸２１の半径ｒが同じ値であることを示している。また、軸受すき間比が０より小さい場合には半径すき間ｃも０より小さく、試験軸受２２の半径Ｒが試験軸２１の半径ｒよりも小さいことを示している。

ここで、実際のクロスヘッド機構１について考えた場合、クロスヘッド軸受７の半径Ｒが軸５の半径ｒよりも小さい場合、クロスヘッド軸受７で軸５を支持できないことになるが、ここでのクロスヘッド軸受７の半径Ｒは、クロスヘッド軸受７の下部における中央あて角（図６に示す１２０°）の範囲についてのものである。一般に、揺動運動をする軸５を支持するクロスヘッド軸受７の場合、図６（Ｂ）に示すように、クロスヘッド軸受７の上部と下部とでその半径Ｒが異なるものを用いる場合がある。従って、クロスヘッド軸受７の下部における中央あて角の範囲についての半径Ｒが軸５の半径ｒよりも小さい場合であっても、クロスヘッド軸受７の上部の半径Ｒを軸５の半径ｒよりも大きくすると共に、クロスヘッド軸受７１の下部における中央あて角の範囲以外の部分に、図６（Ｂ）に示すような逃げ５６を設けることにより、クロスヘッド軸受７で軸５を支持することができる。

そして、本試験においては、上記したような従来型油溝５５を設けた試験軸受２２及びテーパ面付き油溝４３を設けた試験軸受２２を用いてその負荷能力を検討した。また、軸受すき間比ｃ／ｒを変化させて負荷能力に及ぼす影響を調べた。

以上の結果から、油溝の両側方にテーパ面５０を設けて油膜特性を改善すると負荷能力の大幅な向上が期待できること、そしてｌ＝５°及びγ＝０．１°のテーパ面５０を設けたテーパ面付き油溝４３の場合に負荷能力が最大となることが明らかになった。

次に、軸受中央パット部４２の中央油溝ピッチ角αの変化が負荷能力に及ぼす影響について説明する。なお、図８（Ａ）に中央油溝ピッチ角αが４０°、揺動角２ψが５５°の場合の試験軸受２２の構造を示し、図８（Ｂ）に中央油溝ピッチ角αが６０°、揺動角２ψが５５°の場合の試験軸受２２の構造を示している。

図９は、従来型油溝５５を施した試験軸受２２において、軸受すき間比ｃ／ｒが０．０００５の場合の中央油溝ピッチ角αの変化が負荷能力に及ぼす影響を調べた結果である。試験軸受２２の中央あて角α＋２βは１２０°で一定にし、試験軸２１の揺動角２ψは５５°に設定した。従来型油溝５５を施した試験軸受２２の場合、中央油溝ピッチ角αを４０°から６０°に拡大すると負荷能力は、大幅に低下する傾向が認められる。ここで、クロスヘッド軸受７の油膜交換は、主として軸５の揺動運動に基づくものである。そのため、従来型油溝５５を施した試験軸受２２の場合、中央油溝ピッチ角αを過大にすると試験軸受２２の中央部の油は、試験軸２１の揺動運動で従来型油溝５５に到達しにくくなり、新油と交換されることなく油温が上昇し、低い荷重で焼付きが発生するものと推察できる。つまり、従来型油溝５５を施した試験軸受２２の場合は、油膜交換を促進させるため中央油溝ピッチ角αを揺動角２ψより小さくすることが重要であることがわかる。

図１０は、テーパ面５０を設けたテーパ面付き油溝４３が形成された試験軸受２２において、軸受すき間比ｃ／ｒが０．０００５の場合の中央油溝ピッチ角αの変化が負荷能力に及ぼす影響を調べた結果である。中央油溝ピッチ角αが４０°の場合、テーパ面５０のくさび作用により、負荷能力が従来型油溝５５を施した試験軸受２２に比べ向上した。一方、中央油溝ピッチ角αが大きくなると、テーパ面付き油溝４３の両側方に設けたテーパ面５０の効果がほとんど得られていない。これは、図９の説明でも述べた通り、中央油溝ピッチ角αが大きくなると、テーパ面５０で十分なくさび作用が発生しなかったためであると考えられる。

図１１は、テーパ面５０を設けたテーパ面付き油溝４３が形成された試験軸受２２において、軸受すき間比ｃ／ｒが０．０００１の場合の中央油溝ピッチ角αの変化が負荷能力に及ぼす影響を調べた結果である。中央油溝ピッチ角αが大きな場合において、負荷能力が従来型油溝５５を施した試験軸受２２の場合及びテーパ面付き油溝４３を施した試験軸受２２の場合と比較して大幅に向上している。これは、軸受すき間比ｃ／ｒを小さくしたことにより、テーパ面５０で十分なくさび作用が発生し、厚い油膜が形成されたためであると考えられる。加えて、中央油溝ピッチ角αの拡大により有効な軸受中央パット部４２の面積が増大し、大きなスクイズ作用が得られたためであると考えられる。

上記した結果より、本発明におけるクロスヘッド軸受７においては軸受面の中央油溝４０を中央油溝ピッチ角α＝５０±１０°の位置に形成すると共に、中央油溝４０の両側方にテーパ面５０を形成し、このテーパ面５０をテーパ幅角ｌ＝３〜１０°の長さとすると共に、テーパ角γ＝０．１〜０．２°の傾斜角度とした。

このように、中央油溝４０の両側方に形成したテーパ面５０のテーパ幅角ｌ＝３〜１０°の長さとすると共に、テーパ角γ＝０．１〜０．２°の傾斜角度とすることにより、テーパ面５０のくさび作用による油膜の交換性が向上して油温の上昇が抑制されるため、軸５の焼付きを防止することができる。

なお、テーパ幅角ｌを３°よりも小さくすると、くさび作用が発生する範囲が狭く、十分なくさび作用の効果を得ることができず、１０°よりも大きくするとスクイズ作用に有効な軸受パッド部４２，４７の面積が減少するため、負荷能力が低下する。また、テーパ角γを０．１°よりも小さくするとクロスヘッド軸受１の使用に伴うテーパ面５０の摩耗により、油膜特性の改善効果が得られず負荷能力が減殺されることが予想され、テーパ角γを０．２°よりも大きくすると、テーパ部でスクイズ作用が発生しなくなり、結果スクイズ作用に有効な軸受パッド部の面積が減少するため、負荷能力が低下する。

また、クロスヘッド軸受１の軸受面の中央油溝４０を中央油溝ピッチ角α＝５０±１０°となる位置に形成することにより、スクイズ作用に有効な軸受中央パット部４２の面積が増大するため、クロスヘッド軸受１の負荷能力を向上させることができる。

なお、中央油溝ピッチ角αを６０°よりも大きくすると軸受中央パット部４２の油が軸５の揺動運動で中央油溝４０に到達し難くなるため、新しい油と交換されることなく油温が上昇して負荷能力が低下する。また、４０°よりも小さくするとスクイズ作用に有効な軸受中央パット部４２の面積が減少するため、クロスヘッド軸受１の負荷能力が低下する。

図１２は、テーパ面５０を設けたテーパ面付き油溝４３が形成された試験軸受２２において、軸受すき間比ｃ／ｒが−０．０００３の場合の中央油溝ピッチ角αの変化が負荷能力に及ぼす影響を調べた結果である。いずれの中央油溝ピッチ角αの場合においても、負荷能力が大幅に低下していることが分かる。これは、軸受すき間比ｃ／ｒが大きくマイナスになったことにより、試験軸受２２の中央あて角の端部付近で、くさび作用及びスクイズ作用のいずれも発生せず、部分的な試験軸２１との固体接触が起こったためであると考えられる。

上記した結果より、本発明におけるクロスヘッド軸受７においては軸受すき間比ｃ／ｒを０．０００１±０．０００２とした。これにより、中央油溝４０のテーパ面５０で十分なくさび作用が発生して厚い油膜が形成されるため、クロスヘッド軸受７の負荷能力を上昇させることができ、軸５の焼付きを防止することができる。

なお、軸受すき間比ｃ／ｒを０．０００５以上にした場合、中央油溝ピッチ角αを大きくすると、テーパ面５０で十分なくさび作用が発生せず、軸受すき間比ｃ／ｒを−０．０００３以下にした場合、クロスヘッド軸受１の中央あて角の端部付近で部分的な軸５との固体接触が起こり負荷能力が低下する。クロスヘッド軸受７の軸受すき間比ｃ／ｒは、好ましくは０．０００１±０．０００２とすることが望ましい。

以上、説明してきたように、実際機関のクロスヘッド機構１と相似な変動荷重、揺動運動の条件で負荷限界試験が実施できる軸受試験機２０を用い、クロスヘッド軸受７の負荷能力に及ぼす軸受すき間比ｃ／ｒと油溝形状の影響を調べた結果、以下のことが明らかになった。
（１）テーパ幅角ｌ＝５°及びテーパ角γ＝０．１°のテーパ面５０を設けた中央油溝４０の場合に負荷能力が最大となる。
（２）テーパ面５０を設けた中央油溝４０が形成された軸受は油膜交換性にすぐれているため、軸受中央パット部４２の中央油溝ピッチ角αを大きく設定することが可能であり、また、軸受すき間比ｃ／ｒを適正な範囲で小さくすることで負荷能力の大幅な向上が期待できる。

大型２サイクルディーゼル機関の１つのピストンに対応するクロスヘッド機構を示す概略図である。 大型２サイクルディーゼル機関のクロスヘッド機構と相似な変動荷重、揺動運動の条件で焼付試験が実施できる軸受試験機の概略図である。 軸受面圧Ｐｗ及び軸受面圧のサイクル最大値Ｐwmax及び軸の揺動角速度ωのサイクル変化の一例を示すグラフである。 試験軸受の構造を示す正面図及び断面図である。 （Ａ）は従来型油溝の形状を示す断面図であり、（Ｂ）はテーパ面を設けた中央油溝の形状を示す断面図である。 軸受すき間比ｃ／ｒを説明するための試験軸及び試験軸受の概略図である。 テーパ面を設けた油溝のテーパ諸元が負荷能力に及ぼす影響を調べた結果を示すグラフである。 （Ａ）は中央油溝ピッチ角αが４０°、揺動角２ψが５５°の場合の試験軸受の構造を示す断面図であり、（Ｂ）は中央油溝ピッチ角αが６０°、揺動角２ψが５５°の場合の試験軸受の構造を示す断面図である。 従来型油溝が形成された試験軸受において、軸受すき間比ｃ／ｒが０．０００５の場合の中央油溝ピッチ角αの変化が負荷能力に及ぼす影響を調べた結果を示すグラフである。 テーパ面を設けた油溝が形成された試験軸受において、軸受すき間比ｃ／ｒが０．０００５の場合の中央油溝ピッチ角αの変化が負荷能力に及ぼす影響を調べた結果を示すグラフである。 テーパ面を設けた油溝が形成された試験軸受において、軸受すき間比ｃ／ｒが０．０００１の場合の中央油溝ピッチ角αの変化が負荷能力に及ぼす影響を調べた結果を示すグラフである。 テーパ面を設けた油溝が形成された試験軸受において、軸受すき間比ｃ／ｒが−０．０００３の場合の中央油溝ピッチ角αの変化が負荷能力に及ぼす影響を調べた結果を示すグラフである。

符号の説明

１ クロスヘッド機構
４ ピストンロッド
５ 軸
８ コネクティングロッド
４０ 中央油溝
４２ 軸受中央パット面
４３ テーパ面付き油溝
５０ テーパ面

Claims (2)

1. 大型２サイクルディーゼル機関のコネクティングロッドの上端に設けられてピストンロッドの下端に固定される軸を揺動自在に軸支すると共に、その軸受面に油膜交換を促進させるための油溝が軸方向で複数形成されるクロスヘッド軸受において、
   前記油溝の両側方に前記軸受面から前記油溝に向けて下り傾斜するテーパ面を形成すると共に、前記クロスヘッド軸受の縦中心線を挟んで左右対称に位置する２つの前記油溝の縦中心線がなす角度である中央油溝ピッチ角αを５０±１０°とし、
   前記テーパ面の一端と前記クロスヘッド軸受の軸受中心とを結ぶ線と、前記テーパ面の他端と前記クロスヘッド軸受の軸受中心とを結ぶ線と、がなす角度であるテーパ幅角ｌを３〜１０°とすると共に、前記テーパ面と前記油溝の縦中心線の垂線とがなす角度であるテーパ角γを０．１〜０．２°としたことを特徴とするクロスヘッド軸受。
2. 前記クロスヘッド軸受は、該クロスヘッド軸受半径Ｒから軸半径ｒを減じた値である半径すき間ｃを軸半径ｒで除した値で表される軸受すき間比ｃ／ｒを０．０００１±０．０００２としたことを特徴とする請求項１記載のクロスヘッド軸受。
   
   

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