JP2008095903A - テクスチャを有するすべり軸受とその性能予測方法 - Google Patents
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Abstract
【課題】高い平均潤滑膜圧力と低い摩擦係数を有し、かつその性能予測と最適化が可能であり、これにより両部材の接触に伴う摩耗・焼付きを回避することができるテクスチャを有するすべり軸受とその性能予測方法を提供する。
【解決手段】固定部材１とこれと隙間を隔てて摺動する運動部材２とからなり、その間に流体潤滑膜を形成させて、運動部材に固定部材に向けて作用する力を支承するテクスチャを有するすべり軸受。固定部材１と運動部材２のいずれか一方又は両方に、複数のディンプル３からなるテクスチャを有する。ディンプルの摺動方向間隔はディンプルの摺動方向長さの２倍よりも大きく設定されている。
【選択図】図８
【解決手段】固定部材１とこれと隙間を隔てて摺動する運動部材２とからなり、その間に流体潤滑膜を形成させて、運動部材に固定部材に向けて作用する力を支承するテクスチャを有するすべり軸受。固定部材１と運動部材２のいずれか一方又は両方に、複数のディンプル３からなるテクスチャを有する。ディンプルの摺動方向間隔はディンプルの摺動方向長さの２倍よりも大きく設定されている。
【選択図】図８
Description
本発明は、高い平均潤滑膜圧力と低い摩擦係数を有し、かつその性能予測と最適化が可能なテクスチャを有するすべり軸受とその性能予測方法に関する。
「すべり軸受」は、運動部材と固定部材の間に流体潤滑膜を形成させ、運動部材に作用する力を支承する機械要素であり、スラスト軸受とラジアル軸受に大別することができる。このうちスラスト軸受は、アキシャル荷重を支承する軸受である。
スラスト軸受は、図１５に模式的に示す傾斜平面軸受（Ａ），テーパランド軸受（Ｂ）などのように、運動部材の摺動方向に隙間が狭くなるようなくさび状の隙間を設けることにより、この隙間に存在する潤滑膜に流体力学的効果により圧力が発生し、荷重を支えることができる。
また、図１６に模式的に示す矩形（Ａ）又は円形（Ｂ）の窪み（又は凹み）を設ける場合もある。
また、図１６に模式的に示す矩形（Ａ）又は円形（Ｂ）の窪み（又は凹み）を設ける場合もある。
本発明において、このような窪み又は凹みをディンプル（ｄｉｍｐｌｅ）と呼び、ディンプル、溝、その他の形状を総称してテクスチャ（ｔｅｘｔｕｒｅ）と呼ぶ。
すべり軸受において、荷重が大きくなると隙間は狭くなり、過大な荷重が作用すると運動部材と固定部材が直接接触し、摩耗や焼付きなどの不具合が発生する。
すべり軸受において、荷重が大きくなると隙間は狭くなり、過大な荷重が作用すると運動部材と固定部材が直接接触し、摩耗や焼付きなどの不具合が発生する。
なお、スラスト軸受とラジアル軸受の先行文献として、それぞれ特許文献１、２が既に公開されている。
特許文献１の「摺動装置」は、摺動面が良好になじみ、低摩擦という効果を発揮し得ることを目的とし、図１７に示すように、油を介して相対的に摺動する軸１０とすべり軸受１１とから構成される摺動装置において、軸１０は、油溜りのための凹部１０ａを形成する処理が施され、すべり軸受１１は、内面１１ａのスキューネスＲｓｋが負であることを特徴とする。
特許文献２の「スラスト軸受」は、テーパランド軸受のすべり潤滑を支えている流体膜の形成を促進し、スラスト軸受の負荷容量を増大することを目的とし、図１８に示すように、スラストパッド軸受２１がドーナツ形の円板形状をしており、スラストカラー２５と相対する摺動面に複数の半径方向に伸びる溝２３を有し、該溝間の摺動面の一部が傾斜平面３１で、残りの部分が水平面３２であるテーパランド軸受であり、傾斜平面３１と水平面３２の境界線が半径方向に対し傾いており、テーパランド軸受の内側から外側に向かう境界線の傾き方向は半径方向に対しスラストカラーの回転方向と逆向きである。また、スラストパッド軸受２１の溝２３と傾斜平面３１で形成される角部が、傾斜平面３１の傾斜角度より大きい二つ以上の傾斜面で形成されているか、若しくは、曲面で形成されている。さらに、スラストパッド軸受２１の溝２３の低部が、曲面で形成されているものである。
表面仕上げと微細加工技術の進歩、例えば、レーザ表面加工、フォトリソグラフィ、エッチング、ＬＩＧＡ処理、等により、様々な部品の表面に微細な構造（テクスチャ）を構築することが可能となった。その結果、テクスチャを有する表面の流体負荷容量が大幅に向上する報告や、全膜潤滑や低摩擦領域の拡大の報告もされている。
しかし、従来の研究報告のほとんどは、試行錯誤によっており、テクスチャを有する表面（以下、テクスチャ表面と呼ぶ）の特性をどのように設計し、テクスチャ表面をどのような条件で適用すべきか等は、明らかでなく、そのためテクスチャ表面の最適設計を可能にするモデルの確立が強く要望されていた。
しかし、従来の研究報告のほとんどは、試行錯誤によっており、テクスチャを有する表面（以下、テクスチャ表面と呼ぶ）の特性をどのように設計し、テクスチャ表面をどのような条件で適用すべきか等は、明らかでなく、そのためテクスチャ表面の最適設計を可能にするモデルの確立が強く要望されていた。
本発明は上述した要望を満たすために創案されたものである。すなわち、本発明の目的は、高い平均潤滑膜圧力と低い摩擦係数を有し、かつその性能予測と最適化が可能であり、これにより両部材の接触に伴う摩耗・焼付きを回避することができるテクスチャを有するすべり軸受とその性能予測方法を提供することにある。
本発明によれば、固定部材とこれと隙間を隔てて摺動する運動部材とからなり、その間に流体潤滑膜を形成させて、運動部材から固定部材に向けて作用する力を支承するテクスチャを有するすべり軸受であって、
前記テクスチャは、前記固定部材と運動部材のいずれか一方又は両方に設けられた複数のディンプルであり、該ディンプルの摺動方向間隔がディンプルの摺動方向長さの２倍よりも大きく設定されている、ことを特徴とするテクスチャを有するすべり軸受が提供される。
前記テクスチャは、前記固定部材と運動部材のいずれか一方又は両方に設けられた複数のディンプルであり、該ディンプルの摺動方向間隔がディンプルの摺動方向長さの２倍よりも大きく設定されている、ことを特徴とするテクスチャを有するすべり軸受が提供される。
本発明の好ましい実施形態によれば、前記固定部材と運動部材は、互いにほぼ一定の間隔で平行に位置し、
前記複数のディンプルは、間隔を隔てて配置されたディンプル群であり、該ディンプル群は、固定部材及び／又は運動部材の摺動方向に一定の周期で設けられた上流側ディンプル群と下流側ディンプル群とからなり、
さらに前記上流側ディンプル群と下流側ディンプル群の間にディンプルのない無ディンプル領域を有し、
該無ディンプル領域は、前記摺動方向に各ディンプル群のディンプル間隔の２倍より長く、かつ摺動方向に直交する幅方向全体にわたり設けられる。
前記複数のディンプルは、間隔を隔てて配置されたディンプル群であり、該ディンプル群は、固定部材及び／又は運動部材の摺動方向に一定の周期で設けられた上流側ディンプル群と下流側ディンプル群とからなり、
さらに前記上流側ディンプル群と下流側ディンプル群の間にディンプルのない無ディンプル領域を有し、
該無ディンプル領域は、前記摺動方向に各ディンプル群のディンプル間隔の２倍より長く、かつ摺動方向に直交する幅方向全体にわたり設けられる。
また、別の好ましい実施形態によれば、前記固定部材は、摺動方向に一定の周期で設けられ運動部材との隙間の小さい上面と運動部材との隙間の大きい底面とを有し、
前記ディンプル群は、前記固定部材の上面のみに設けられる。
前記ディンプル群は、前記固定部材の上面のみに設けられる。
また本発明によれば、固定部材とこれと隙間を隔てて摺動する運動部材とからなり、その間に流体潤滑膜を形成させて、運動部材から固定部材に向けて作用する力を支承するテクスチャを有するすべり軸受の性能予測方法であって、
前記固定部材と運動部材のいずれか一方又は両方に、複数のディンプルが間隔を隔てて配置されたディンプル群からなるテクスチャを設定し、
運動部材と固定部材の間の潤滑膜に発生する圧力分布をレイノルズ方程式に基づいて求め、これから、平均潤滑膜圧力と摩擦係数を求める、ことを特徴とするすべり軸受の性能予測方法が提供される。
前記固定部材と運動部材のいずれか一方又は両方に、複数のディンプルが間隔を隔てて配置されたディンプル群からなるテクスチャを設定し、
運動部材と固定部材の間の潤滑膜に発生する圧力分布をレイノルズ方程式に基づいて求め、これから、平均潤滑膜圧力と摩擦係数を求める、ことを特徴とするすべり軸受の性能予測方法が提供される。
上記本発明の構成によれば、複数のディンプルの摺動方向間隔をディンプルの摺動方向長さの２倍よりも大きく設定することにより、より大きな圧力を発生させることができることが、後述する解析結果から確認された。
特に、上流側ディンプル群と下流側ディンプル群の間に無ディンプル領域を設けることにより、下流側ディンプル群で潤滑膜圧力の高い主圧力を発生させ、上流側ディンプル群でこの圧力発生を助長し、より大きな圧力を発生させることができることが、後述する解析結果から確認された。
特に、上流側ディンプル群と下流側ディンプル群の間に無ディンプル領域を設けることにより、下流側ディンプル群で潤滑膜圧力の高い主圧力を発生させ、上流側ディンプル群でこの圧力発生を助長し、より大きな圧力を発生させることができることが、後述する解析結果から確認された。
また、固定部材が、隙間の小さい上面と隙間の大きい底面とからなるステップ型スラスト軸受の場合に、隙間が広い上流側の底面にはテクスチャを設けず、隙間が狭い下流側の上面のみにテクスチャを設けることにより、テクスチャがないときよりもより大きな潤滑膜圧力を発生させることができることも、後述する解析結果から確認された。
さらに、本発明の方法によれば、運動部材と固定部材の間の潤滑膜に発生する圧力分布をレイノルズ方程式に基づいて求め、これから、平均潤滑膜圧力と摩擦係数を求めることができ、さまざまなテクスチャパターンと潤滑膜に発生する平均潤滑膜圧力と摩擦係数の関係を求めることができることが、後述する解析結果から確認された。
従って、本発明のすべり軸受とその性能予測方法により、両部材の接触に伴う摩耗・焼付きを回避することができる。
以下、本発明の好ましい実施例を図面を参照して説明する。なお、各図において共通する部分には同一の符号を付し、重複した説明を省略する。
（単一ディンプルモデル）
一般的に、多くの同一形状のディンプルが、摺動面の一方に均等に分散配置される。摺動面の間には潤滑油で満たされた隙間がある。２つの面が水平方向にある摺動速度で相対的に移動するとき、流体力学的効果により、各ディンプルの凹み領域で部分的に油圧が上昇する。それゆえ、各ディンプルは微細なスラストベアリングとして機能する。各部分の圧力とせん断応力の分布は、ディンプル形状、隙間、ディンプル密度、油の粘度、摺動速度、ディンプルの境界条件（隣接するディンプルとの相互作用を反映する）、等によって決まる。
一般的に、多くの同一形状のディンプルが、摺動面の一方に均等に分散配置される。摺動面の間には潤滑油で満たされた隙間がある。２つの面が水平方向にある摺動速度で相対的に移動するとき、流体力学的効果により、各ディンプルの凹み領域で部分的に油圧が上昇する。それゆえ、各ディンプルは微細なスラストベアリングとして機能する。各部分の圧力とせん断応力の分布は、ディンプル形状、隙間、ディンプル密度、油の粘度、摺動速度、ディンプルの境界条件（隣接するディンプルとの相互作用を反映する）、等によって決まる。
初めに、図１に示すように平らな面で隔てられ、収束する半分のディンプルと拡大する半分のディンプルを有する矩形の単セルを、レイノルズ方程式を基に解析した。以下、このモデルを単一ディンプルモデルと呼ぶ。
単一ディンプルモデルにおいて、レイノルズ方程式は、一般的に数１の式（１）で現すことができる。
単一ディンプルモデルにおいて、レイノルズ方程式は、一般的に数１の式（１）で現すことができる。
ここでセルの寸法、すなわち、ｘ、ｙ方向の長さは、固定値Ｌｘ，Ｌｙとして設定した。隙間はｈ０、摺動速度はｕ（ｘ方向）、ｙ方向の相対変位は０とした。形状、寸法、ディンプル密度は解析において変えることができる。
膜厚さｈ（ｘ，ｙ）は、ｈ（ｘ，ｙ）＝ｈ０＋ｓ（ｘ，ｙ）として表現できる。ここで、ディンプルの外側ではｈ（ｘ，ｙ）＝ｈ０であり、ｓ（ｘ，ｙ）はディンプルの形状をあらわす幾何学関数である。
図２は、本発明により解析した８種のディンプル形状の斜視図である。
この図に示すように、この発明では、（ａ）ＲＡ：円形孔、（ｂ）ＳＡ：矩形孔、（ｃ）ＥＤ：楕円ディンプル、（ｄ）ＳＤ：球面ディンプル、（ｅ）ＳＧ：矩形溝、（ｆ）ＥＧ：楕円溝、（ｇ）ＣＧ：円形溝、（ｈ）ＩＧ：傾斜溝の８種のディンプル形状を解析した。
この図に示すように、この発明では、（ａ）ＲＡ：円形孔、（ｂ）ＳＡ：矩形孔、（ｃ）ＥＤ：楕円ディンプル、（ｄ）ＳＤ：球面ディンプル、（ｅ）ＳＧ：矩形溝、（ｆ）ＥＧ：楕円溝、（ｇ）ＣＧ：円形溝、（ｈ）ＩＧ：傾斜溝の８種のディンプル形状を解析した。
境界Ｌｙ１，Ｌｙ２において、ｐ（ｘ，ｙ＝０）＝ｐ（ｘ，ｙ＝Ｌｙ）の周期条件を設定した。摺動方向において、数２の式（２）の圧力境界条件を適用した。ここで、実際の出口位置は、油膜のキャビテーション条件ｐ＝ｐｂで決定した。
図３は、Ｓｐ＝０．４，ｈ０＝５μｍの場合における４つの異なるディンプル形状におけるディンプル深さと平均圧力の関係を示す。この計算において、入口パラメータＬｘ＝２００μｍ，Ｌｙ＝２００μｍ，摺動速度ｕ＝１ｍ／ｓ，油粘度η＝０．０８Ｐａ．ｓとした。Ｓｐは、Ｓｐ＝ディンプル面積／セル全面積で定義される面積比率である。
この図から、ディンプル深さｈｍが平均３〜４μｍの範囲で、最大平均圧力が存在することがわかる。ＲＡとＳＡのディンプル形状は、ほとんど同じ平均圧力であり、これらはＥＤとＳＤのディンプル形状の平均圧力より高い。溝型形状は同様の平均圧力Ｐａｖとディンプル深さｈｍの関係曲線を示すが、ピーク値の位置がわずかに異なる。
この図から、ディンプル深さｈｍが平均３〜４μｍの範囲で、最大平均圧力が存在することがわかる。ＲＡとＳＡのディンプル形状は、ほとんど同じ平均圧力であり、これらはＥＤとＳＤのディンプル形状の平均圧力より高い。溝型形状は同様の平均圧力Ｐａｖとディンプル深さｈｍの関係曲線を示すが、ピーク値の位置がわずかに異なる。
（マルチディンプルモデル）
マルチディンプル軸受の問題を解決するために、効率的な計算方法を見つける必要がある。なぜなら、計算時間はグリッド数により指数関数的に増大するからである。ここで、我々は領域分割法（ｄｏｍａｉｎ ｄｅｃｏｍｐｏｓｉｔｉｏｎ ｍｅｔｈｏｄ：ＤＤＭ）を導入した。この方法は、２０数年前に大規模微分方程式を解くために開発されたものである。
マルチディンプル軸受の問題を解決するために、効率的な計算方法を見つける必要がある。なぜなら、計算時間はグリッド数により指数関数的に増大するからである。ここで、我々は領域分割法（ｄｏｍａｉｎ ｄｅｃｏｍｐｏｓｉｔｉｏｎ ｍｅｔｈｏｄ：ＤＤＭ）を導入した。この方法は、２０数年前に大規模微分方程式を解くために開発されたものである。
一例として、図４に示す４００×２５のディンプルセルを含むテクスチャ表面を解析した。セル寸法は２００μｍ×２００μｍ、隙間ｈ０は３μｍ、面積比Ｓｐ＝０．４，摺動速度ｕ＝１ｍ／ｓ、油粘度η＝０．０８Ｐａ．ｓであった。この計算において、境界Ｌ１ とＬ３に近い５つのセルコラムと境界Ｌ２とＬ３に近い５つのセルコラムは、１１×１１セルの縮小領域を形成し、その全域にわたりレイノルズ方程式を解いた。中心領域の圧力は、周期的境界条件と共に単一の代表セルについて計算した。以下、このモデルをマルチディンプルモデルと呼ぶ。
図５はマルチディンプルモデルに領域分割法を適用して得られた解析結果である。
単一ディンプルモデルの結果と比較すると、平均圧力ははるかに高い。しかし、単一ディンプルモデルの結果と同様に、各曲線に最大値があり、最大圧力に相当するディンプル深さは、２〜４μｍの範囲であり、単一ディンプルモデルの結果とほとんど同じであった。
単一ディンプルモデルの結果と比較すると、平均圧力ははるかに高い。しかし、単一ディンプルモデルの結果と同様に、各曲線に最大値があり、最大圧力に相当するディンプル深さは、２〜４μｍの範囲であり、単一ディンプルモデルの結果とほとんど同じであった。
上述したように、テクスチャ表面の流体潤滑の問題を単一ディンプルモデルとマルチディンプルモデルを用いて解いた。その結果、マルチディンプルモデルの傾向は、単一ディンプルモデルの傾向と似ているが、負荷容量の大きさ及び摩擦係数は相違していることが明らかとなった。
以上の結果から、固定部材と運動部材のいずれか一方に、複数のディンプルが間隔を隔てて配置されたディンプル群を設定し、運動部材と固定部材の間の潤滑膜に発生する圧力分布をレイノルズ方程式に基づいて求め、これから、平均潤滑膜圧力と摩擦係数を求めることができ、かつその結果が、実際の平均潤滑膜圧力と摩擦係数にほぼ一致することが確認された。
次に、この性能予測方法の適用例を示す。
図６〜図９は、固定部材１とこれと隙間を隔てて摺動する運動部材２とからなり、その間に流体潤滑膜を形成させて、運動部材２に固定部材に向けて作用する力を支承するテクスチャを有するすべり軸受であって、固定部材１と運動部材２のいずれか一方に、複数のディンプル３が間隔を隔てて配置されたディンプル群４を有するすべり軸受であり、固定部材１と運動部材２が、互いにほぼ一定の間隔で平行に位置する場合である。
図６は、このようなテクスチャを有するすべり軸受の基本形を示す図である。この図において、（Ａ）は、固定部材１と運動部材２が、互いにほぼ一定の間隔ｈ０で平行に位置する状態を示す模式図であり、（Ｂ）の左図はディンプル３の配列図であり、右図は解析により得られた圧力分布である。
この例において、隙間ｈ０は３μｍ、摺動速度ｕ＝１ｍ／ｓ、下方の板が固定部材であり、固定部材がＳＤ型ディンプル３のテクスチャを有する。固定部材と運動部材の大きさは２ｍｍ×２ｍｍであり、１０×１０＝１００個のディンプルを有する。各ディンプルのセル寸法は２００μｍ×２００μｍ、ディンプルの直径は１４３μｍ、固定部材と運動部材の面粗さは０．１μｍ、油粘度ηは０．０８Ｐａ．ｓとした。ＳＤ型ディンプルの各ディンプルの間隔は、移動方向およびこれに直交する幅方向にそれぞれ２００μｍの一定間隔を隔てる。
解析方法は、図４と同じである。得られた圧力分布（右図）から、平均潤滑膜圧力Ｐａｖは２．５１ｋｇ／ｃｍ２，最大潤滑膜圧力Ｐｍａｘは５．８８ｋｇ／ｃｍ２，摩擦係数ｆは０．０７９３であった。
この例において、隙間ｈ０は３μｍ、摺動速度ｕ＝１ｍ／ｓ、下方の板が固定部材であり、固定部材がＳＤ型ディンプル３のテクスチャを有する。固定部材と運動部材の大きさは２ｍｍ×２ｍｍであり、１０×１０＝１００個のディンプルを有する。各ディンプルのセル寸法は２００μｍ×２００μｍ、ディンプルの直径は１４３μｍ、固定部材と運動部材の面粗さは０．１μｍ、油粘度ηは０．０８Ｐａ．ｓとした。ＳＤ型ディンプルの各ディンプルの間隔は、移動方向およびこれに直交する幅方向にそれぞれ２００μｍの一定間隔を隔てる。
解析方法は、図４と同じである。得られた圧力分布（右図）から、平均潤滑膜圧力Ｐａｖは２．５１ｋｇ／ｃｍ２，最大潤滑膜圧力Ｐｍａｘは５．８８ｋｇ／ｃｍ２，摩擦係数ｆは０．０７９３であった。
図７は、図６と配列の異なる４種類のディンプル配列（左図）とその圧力分布（右図）である。図７では、テクスチャは、複数のディンプルであり、各ディンプルの摺動方向間隔がディンプルの摺動方向長さの２倍よりも大きく設定されている。
図７（Ａ）は、図６と寸法、形状が等しく、数が半分（５０個）のディンプルを移動方向に間隔を隔てて幅方向に５列×１０個を配置したものである。この配置において、各ディンプルの間隔は、移動方向に４００μｍ、これに直交する幅方向に２００μｍのそれぞれ一定間隔を隔てる。
同一の解析方法で得られた圧力分布（右図）から、平均潤滑膜圧力Ｐａｖは２．９３ｋｇ／ｃｍ２，最大潤滑膜圧力Ｐｍａｘは７．１５ｋｇ／ｃｍ２，摩擦係数ｆは０．０７８１であった。
同一の解析方法で得られた圧力分布（右図）から、平均潤滑膜圧力Ｐａｖは２．９３ｋｇ／ｃｍ２，最大潤滑膜圧力Ｐｍａｘは７．１５ｋｇ／ｃｍ２，摩擦係数ｆは０．０７８１であった。
図７（Ｆ）は、図６と寸法、形状が等しく、数が半分（５０個）のディンプルを千鳥配置に、１０列×５個を配置したものである。この配置において、各ディンプルの間隔は、移動方向に２００μｍ、これに直交する幅方向に４００μｍのそれぞれ一定間隔を隔てる。
同一の解析方法で得られた圧力分布（右図）から、平均潤滑膜圧力Ｐａｖは２．６２ｋｇ／ｃｍ２，最大潤滑膜圧力Ｐｍａｘは６．７８ｋｇ／ｃｍ２，摩擦係数ｆは０．０８７６であった。
同一の解析方法で得られた圧力分布（右図）から、平均潤滑膜圧力Ｐａｖは２．６２ｋｇ／ｃｍ２，最大潤滑膜圧力Ｐｍａｘは６．７８ｋｇ／ｃｍ２，摩擦係数ｆは０．０８７６であった。
図７（Ｇ）は、図６と寸法、形状が等しく、数が半分（５０個）のディンプルを斜め配置に、千鳥２列×５列（５０個）を配置したものである。
同一の解析方法で得られた圧力分布（右図）から、平均潤滑膜圧力Ｐａｖは２．９１ｋｇ／ｃｍ２，最大潤滑膜圧力Ｐｍａｘは８．４６ｋｇ／ｃｍ２，摩擦係数ｆは０．０６３であった。
同一の解析方法で得られた圧力分布（右図）から、平均潤滑膜圧力Ｐａｖは２．９１ｋｇ／ｃｍ２，最大潤滑膜圧力Ｐｍａｘは８．４６ｋｇ／ｃｍ２，摩擦係数ｆは０．０６３であった。
図７（Ｉ）は、図６と寸法、形状が等しく、数が半分（５０個）のディンプルを移動方向に間隔を隔てて幅方向に５列×１０個を配置し、その両端を斜め配置にしたものである。
同一の解析方法で得られた圧力分布（右図）から、平均潤滑膜圧力Ｐａｖは３．４５ｋｇ／ｃｍ２，最大潤滑膜圧力Ｐｍａｘは７．１８ｋｇ／ｃｍ２，摩擦係数ｆは０．０６６１であった。
同一の解析方法で得られた圧力分布（右図）から、平均潤滑膜圧力Ｐａｖは３．４５ｋｇ／ｃｍ２，最大潤滑膜圧力Ｐｍａｘは７．１８ｋｇ／ｃｍ２，摩擦係数ｆは０．０６６１であった。
図８は、図６と配列の異なる別の４種類のディンプル配列（左図）とその圧力分布（右図）である。図８では複数のディンプルは、間隔を隔てて配置されたディンプル群であり、ディンプル群は、固定部材及び／又は運動部材の摺動方向に一定の周期で設けられた上流側ディンプル群と下流側ディンプル群とからなる。
図８（Ｂ）は、図６と寸法、形状が等しく、数が６０個のディンプルを移動方向に間隔を隔てて幅方向に２列×１０個×３群を配置したものである。この配置において、各ディンプルの間隔は、移動方向に２００μｍ、これに直交する幅方向に２００μｍのそれぞれ一定間隔を隔てて、２列が配置され、その間に２列分のディンプルのない無ディンプル領域を有する。
同一の解析方法で得られた圧力分布（右図）から、平均潤滑膜圧力Ｐａｖは３．６７ｋｇ／ｃｍ２，最大潤滑膜圧力Ｐｍａｘは１０．８６ｋｇ／ｃｍ２，摩擦係数ｆは０．０６０７であった。
同一の解析方法で得られた圧力分布（右図）から、平均潤滑膜圧力Ｐａｖは３．６７ｋｇ／ｃｍ２，最大潤滑膜圧力Ｐｍａｘは１０．８６ｋｇ／ｃｍ２，摩擦係数ｆは０．０６０７であった。
図８（Ｃ）は、図６と寸法、形状が等しく、数が６０個のディンプルを移動方向に間隔を隔てて幅方向に３列×１０個×２群を配置したものである。この配置において、各ディンプルの間隔は、移動方向に２００μｍ、これに直交する幅方向に２００μｍのそれぞれ一定間隔を隔てて、３列が配置され、その間に３列分のディンプルのない無ディンプル領域を有する。
同一の解析方法で得られた圧力分布（右図）から、平均潤滑膜圧力Ｐａｖは４．３０ｋｇ／ｃｍ２，最大潤滑膜圧力Ｐｍａｘは１３．５８ｋｇ／ｃｍ２，摩擦係数ｆは０．０５１７であった。
同一の解析方法で得られた圧力分布（右図）から、平均潤滑膜圧力Ｐａｖは４．３０ｋｇ／ｃｍ２，最大潤滑膜圧力Ｐｍａｘは１３．５８ｋｇ／ｃｍ２，摩擦係数ｆは０．０５１７であった。
図８（Ｄ）は、図６と寸法、形状が等しく、数が８０個のディンプルを移動方向に間隔を隔てて幅方向に４列×１０個×２群を配置したものである。この配置において、各ディンプルの間隔は、移動方向に２００μｍ、これに直交する幅方向に２００μｍのそれぞれ一定間隔を隔てて、４列が配置され、その間に２列分のディンプルのない無ディンプル領域を有する。
同一の解析方法で得られた圧力分布（右図）から、平均潤滑膜圧力Ｐａｖは３．８０ｋｇ／ｃｍ２，最大潤滑膜圧力Ｐｍａｘは１３．６６ｋｇ／ｃｍ２，摩擦係数ｆは０．０５５２であった。
同一の解析方法で得られた圧力分布（右図）から、平均潤滑膜圧力Ｐａｖは３．８０ｋｇ／ｃｍ２，最大潤滑膜圧力Ｐｍａｘは１３．６６ｋｇ／ｃｍ２，摩擦係数ｆは０．０５５２であった。
図８（Ｅ）は、図６と寸法、形状が等しく、数が６０個のディンプルを移動方向に間隔を隔てて上流側に幅方向に４列×１０個×１群、下流側に２列×１０個×１群を配置したものである。この配置において、各ディンプルの間隔は、移動方向に２００μｍ、これに直交する幅方向に２００μｍのそれぞれ一定間隔を隔てて、４列と２列が配置され、その間に２列分のディンプルのない無ディンプル領域を有する。
同一の解析方法で得られた圧力分布（右図）から、平均潤滑膜圧力Ｐａｖは４．４７ｋｇ／ｃｍ２， 最大潤滑膜圧力Ｐｍａｘは１３．７６ｋｇ／ｃｍ２，摩擦係数ｆは０．０４９８であった。
同一の解析方法で得られた圧力分布（右図）から、平均潤滑膜圧力Ｐａｖは４．４７ｋｇ／ｃｍ２， 最大潤滑膜圧力Ｐｍａｘは１３．７６ｋｇ／ｃｍ２，摩擦係数ｆは０．０４９８であった。
図９は、図６と配列の異なるさらに別の２種類のディンプル配列（左図）とその圧力分布（右図）である。
図９（Ｊ）は、図６と寸法、形状が等しく、数が６０個のディンプルを移動方向に間隔を隔てて幅方向に３列×１０個×２群を配置したものである。この配置において、各ディンプルの間隔は、移動方向に２００μｍ、これに直交する幅方向に２００μｍのそれぞれ一定間隔を隔てて、３列がその両端を斜めに配置され、その間に３列分のディンプルのない無ディンプル領域を有する。
同一の解析方法で得られた圧力分布（右図）から、平均潤滑膜圧力Ｐａｖは３．６１ｋｇ／ｃｍ２，最大潤滑膜圧力Ｐｍａｘは１３．５５ｋｇ／ｃｍ２，摩擦係数ｆは０．０６２０であった。
同一の解析方法で得られた圧力分布（右図）から、平均潤滑膜圧力Ｐａｖは３．６１ｋｇ／ｃｍ２，最大潤滑膜圧力Ｐｍａｘは１３．５５ｋｇ／ｃｍ２，摩擦係数ｆは０．０６２０であった。
図９（Ｋ）は、図６と寸法、形状が等しく、数が６０個のディンプルを移動方向に間隔を隔てて幅方向に３列×１０個×２群を配置したものである。この配置において、各ディンプルの間隔は、移動方向に２００μｍ、これに直交する幅方向に２００μｍのそれぞれ一定間隔を隔てて、３列がその両端を斜めに配置され、その間に３列分のディンプルのない無ディンプル領域を有する。中央部分が上流側が４列、下流側が２列である点が図９（Ｊ）と相違する。
同一の解析方法で得られた圧力分布（右図）から、平均潤滑膜圧力Ｐａｖは３．６４ｋｇ／ｃｍ２，最大潤滑膜圧力Ｐｍａｘは１３．２７ｋｇ／ｃｍ２，摩擦係数ｆは０．０６１３であった。
同一の解析方法で得られた圧力分布（右図）から、平均潤滑膜圧力Ｐａｖは３．６４ｋｇ／ｃｍ２，最大潤滑膜圧力Ｐｍａｘは１３．２７ｋｇ／ｃｍ２，摩擦係数ｆは０．０６１３であった。
上述した図６〜図９の比較から、図６に比べて図７の方が平均潤滑膜圧力と最大潤滑膜圧力が高く、摩擦係数が低いことがわかる。また図６、図７に比べて、図８、図９の場合に、平均潤滑膜圧力と最大潤滑膜圧力がさらに高く、摩擦係数が低いことがわかる。
特に、図８、図９から、固定部材と運動部材は、互いにほぼ一定の間隔で平行に位置する場合に、ディンプル群４が、固定部材の摺動方向に一定の周期で設けられその間にディンプルのない無ディンプル領域５を有する上流側ディンプル群４ａと下流側ディンプル群４ｂとからなり、かつ無ディンプル領域５は、運動部材の摺動方向に各ディンプル群のディンプルの間隔の２倍より長く、かつ摺動方向に直交する幅方向全体を含む場合（図８、図９）には、平均潤滑膜圧力を高く（この例で３．６１〜４．４７ｋｇ／ｃｍ２）、摩擦係数を低く（この例で０．０４９８〜０．０６２０）できることが確認された。
特に、図８、図９から、固定部材と運動部材は、互いにほぼ一定の間隔で平行に位置する場合に、ディンプル群４が、固定部材の摺動方向に一定の周期で設けられその間にディンプルのない無ディンプル領域５を有する上流側ディンプル群４ａと下流側ディンプル群４ｂとからなり、かつ無ディンプル領域５は、運動部材の摺動方向に各ディンプル群のディンプルの間隔の２倍より長く、かつ摺動方向に直交する幅方向全体を含む場合（図８、図９）には、平均潤滑膜圧力を高く（この例で３．６１〜４．４７ｋｇ／ｃｍ２）、摩擦係数を低く（この例で０．０４９８〜０．０６２０）できることが確認された。
図１０〜図１３は、固定部材１とこれと隙間を隔てて摺動する運動部材２とからなり、その間に流体潤滑膜を形成させて、運動部材２に固定部材に向けて作用する力を支承するテクスチャを有するすべり軸受であって、固定部材１と運動部材２のいずれか一方に、複数のディンプル３が間隔を隔てて配置されたディンプル群４を有するすべり軸受であり、固定部材１が、摺動方向に一定の周期で設けられ運動部材との隙間の小さい上面１ａと運動部材との隙間の大きい底面１ｂとからなる場合である。
図１０（Ａ）（０）（１）は、このようなステップを有するすべり軸受の基本形を示す図である。この図において、（Ａ）は、固定部材１が、摺動方向に一定の周期で設けられ運動部材２との隙間の小さい上面１ａと運動部材との隙間の大きい底面１ｂとからなる構成を示す模式図であり、（０）はディンプルのない構造、（１）は固定部材の上面と底面に均等にディンプルを有する場合である。なお、図１０（０）（１）において、左図は構造配列図であり、右図は解析により得られた圧力分布である。
この例において、固定部材と運動部材の大きさは２ｍｍ×０．４ｍｍであり、ステップの高さは１０３μｍ、隙間ｈ０は３μｍとした。その他の条件は、図６〜図９と同一である。
解析方法は、図４と同じである。得られた圧力分布（右図）から、図１０（０）の場合、平均潤滑膜圧力Ｐａｖは９．９４ｋｇ／ｃｍ２，最大潤滑膜圧力Ｐｍａｘは２０．３５ｋｇ／ｃｍ２であり、図１０（１）の場合、平均潤滑膜圧力Ｐａｖは８．４３ｋｇ／ｃｍ２，最大潤滑膜圧力Ｐｍａｘは１７．９３ｋｇ／ｃｍ２であった。
解析方法は、図４と同じである。得られた圧力分布（右図）から、図１０（０）の場合、平均潤滑膜圧力Ｐａｖは９．９４ｋｇ／ｃｍ２，最大潤滑膜圧力Ｐｍａｘは２０．３５ｋｇ／ｃｍ２であり、図１０（１）の場合、平均潤滑膜圧力Ｐａｖは８．４３ｋｇ／ｃｍ２，最大潤滑膜圧力Ｐｍａｘは１７．９３ｋｇ／ｃｍ２であった。
図１１（ａ）〜（ｅ）は、５種の異なるディンプル配列が底面にある場合の構造配列図（左図）と圧力分布（右図）である。
解析方法は、図４と同じである。得られた圧力分布（右図）から、（ａ）〜（ｅ）に対して、平均潤滑膜圧力Ｐａｖは順に９．６３，９．３６，９．０９，８．８３，８．６５ｋｇ／ｃｍ２であり、摩擦係数は順に０．０１１７，０．０１１９，０．０１２４，０．０１２８，０．０１３１であった。
解析方法は、図４と同じである。得られた圧力分布（右図）から、（ａ）〜（ｅ）に対して、平均潤滑膜圧力Ｐａｖは順に９．６３，９．３６，９．０９，８．８３，８．６５ｋｇ／ｃｍ２であり、摩擦係数は順に０．０１１７，０．０１１９，０．０１２４，０．０１２８，０．０１３１であった。
図１２（Ａ）〜（Ｅ）は、５種の異なるディンプル配列が上面にある場合の構造配列図（左図）と圧力分布（右図）である。
解析方法は、図４と同じである。得られた圧力分布（右図）から、（Ａ）〜（Ｅ）に対して、平均潤滑膜圧力Ｐａｖは順に１１．６８，１２．７９，１２．９８，１２．０７，１１．９２ｋｇ／ｃｍ２であり、摩擦係数は順に０．００９０，０．００７７，０．００７１，０．００７２，０．００７８であった。
解析方法は、図４と同じである。得られた圧力分布（右図）から、（Ａ）〜（Ｅ）に対して、平均潤滑膜圧力Ｐａｖは順に１１．６８，１２．７９，１２．９８，１２．０７，１１．９２ｋｇ／ｃｍ２であり、摩擦係数は順に０．００９０，０．００７７，０．００７１，０．００７２，０．００７８であった。
図１３（Ｆ）〜（Ｉ）は、４種のさらに異なるディンプル配列が上面にある場合の構造配列図（左図）と圧力分布（右図）である。
解析方法は、図４と同じである。得られた圧力分布（右図）から、（Ｆ）〜（Ｉ）に対して、平均潤滑膜圧力Ｐａｖは順に１１．７８，１０．４１，１０．０３，９．６１ｋｇ／ｃｍ２であり、摩擦係数は順に０．００８４，０．００９０，０．００８８，０．００９６であった。
解析方法は、図４と同じである。得られた圧力分布（右図）から、（Ｆ）〜（Ｉ）に対して、平均潤滑膜圧力Ｐａｖは順に１１．７８，１０．４１，１０．０３，９．６１ｋｇ／ｃｍ２であり、摩擦係数は順に０．００８４，０．００９０，０．００８８，０．００９６であった。
図１４は、図１０〜図１３の平均潤滑膜圧力の比較図である。
上述した図１０〜図１３の比較及び図１４から、固定部材が、摺動方向に一定の周期で設けられ運動部材との隙間の小さい上面と運動部材との隙間の大きい底面とからなり、ディンプル群（すなわちテクスチャ）が、固定部材の上面のみに設けられる場合には、テクスチャなし（０）、両面にテクスチャ（１）、底面にテクスチャ（ａ〜ｅ）の場合に比較して、上面のみにテクスチャの場合（Ａ〜Ｉ）では、明らかに高い平均潤滑膜圧力が得られることがわかる。
上述した図１０〜図１３の比較及び図１４から、固定部材が、摺動方向に一定の周期で設けられ運動部材との隙間の小さい上面と運動部材との隙間の大きい底面とからなり、ディンプル群（すなわちテクスチャ）が、固定部材の上面のみに設けられる場合には、テクスチャなし（０）、両面にテクスチャ（１）、底面にテクスチャ（ａ〜ｅ）の場合に比較して、上面のみにテクスチャの場合（Ａ〜Ｉ）では、明らかに高い平均潤滑膜圧力が得られることがわかる。
上述したように、本発明では、流体負荷容量と摩擦係数を単一の窪み（ディンプル：ｄｉｍｐｌｅ）又は溝をもった単純なセルに関してはじめにレイノルズ方程式に基づき計算し、次いで８つの異なるテクスチャパターンを解析し、ベアリング隙間、ディンプル深さ、ディンプルの面積比率、摺動速度を広範囲にわたり比較した。
さらに本発明では、この解析方法（流体潤滑解析）をベアリング全面に多数の規則正しいディンプルがある場合に拡張した。また、微細なテクスチャパターン構造により膨大な演算時間となる問題を克服するために領域分割法を用いた。
さらに、流体負荷容量と流体膜の摩擦係数に対するテクスチャパターンの影響を数値解析結果に基づき検討した。
さらに本発明では、この解析方法（流体潤滑解析）をベアリング全面に多数の規則正しいディンプルがある場合に拡張した。また、微細なテクスチャパターン構造により膨大な演算時間となる問題を克服するために領域分割法を用いた。
さらに、流体負荷容量と流体膜の摩擦係数に対するテクスチャパターンの影響を数値解析結果に基づき検討した。
この結果、図１６に示すように、固定部材の表面に微細なテクスチャパターン（凹凸構造）を設けることにより、流体力学的効果を高め，より大きな荷重でも運動部材と固定部材の接触を回避することができることを確認した。
また、潤滑膜の圧力発生はレイノルズ方程式（式（１））に支配されるが、数値解析により、さまざまなテクスチャパターンと潤滑膜に発生する平均圧力の関係を求めた。（図６〜図１０）
その結果、テクスチャの分布としては，主たる圧力を発生させるために下流側、およびこの圧力発生を助長するために上流側に設けるとより、図８（Ｅ）に示すように、特に効果的に大きな圧力を発生させることができることを確認した。
また、ステップ型スラスト軸受の場合、図１２、図１３に示すように、隙間が広い上流側の底面にはテクスチャを設けず、隙間が狭い下流側の上面にテクスチャを設けることにより、テクスチャがないときよりもより大きな潤滑膜圧力を発生させることができることを確認した。
以上のようなテクスチャの形成により、固定部材と運動部材の間の潤滑膜に圧力が発生し、両部材の接触に伴う摩耗・焼付きを回避することができる。
また、潤滑膜の圧力発生はレイノルズ方程式（式（１））に支配されるが、数値解析により、さまざまなテクスチャパターンと潤滑膜に発生する平均圧力の関係を求めた。（図６〜図１０）
その結果、テクスチャの分布としては，主たる圧力を発生させるために下流側、およびこの圧力発生を助長するために上流側に設けるとより、図８（Ｅ）に示すように、特に効果的に大きな圧力を発生させることができることを確認した。
また、ステップ型スラスト軸受の場合、図１２、図１３に示すように、隙間が広い上流側の底面にはテクスチャを設けず、隙間が狭い下流側の上面にテクスチャを設けることにより、テクスチャがないときよりもより大きな潤滑膜圧力を発生させることができることを確認した。
以上のようなテクスチャの形成により、固定部材と運動部材の間の潤滑膜に圧力が発生し、両部材の接触に伴う摩耗・焼付きを回避することができる。
さらに、上述した本発明の実施例から、以下の効果も予測することができる。
（１）本発明が対象とするテクスチャを有するすべり軸受は、潤滑剤（油，その他の液体，空気，その他の気体など）を介してお互いに相対する運動部材，固定部材から構成される。固定部材の表面にはテクスチャが形成されている。テクスチャの形状は円形，矩形だけでなく，溝型でもよい。
（２）運動部材のすべり運動により潤滑剤が部材間に引き込まれ，テクスチャにより形成された凹凸の作用で潤滑剤に圧力が生じる．この圧力により，運動部材に作用する荷重を支えることが可能になる。
（３）運動部材，または固定部材と運動部材の両方にテクスチャを形成させても同等な効果が期待できる。
（１）本発明が対象とするテクスチャを有するすべり軸受は、潤滑剤（油，その他の液体，空気，その他の気体など）を介してお互いに相対する運動部材，固定部材から構成される。固定部材の表面にはテクスチャが形成されている。テクスチャの形状は円形，矩形だけでなく，溝型でもよい。
（２）運動部材のすべり運動により潤滑剤が部材間に引き込まれ，テクスチャにより形成された凹凸の作用で潤滑剤に圧力が生じる．この圧力により，運動部材に作用する荷重を支えることが可能になる。
（３）運動部材，または固定部材と運動部材の両方にテクスチャを形成させても同等な効果が期待できる。
なお、本発明は上述した実施の形態に限定されず、本発明の要旨を逸脱しない範囲で種々の変更を加え得ることは勿論である。
１ 固定部材、
１ａ 上面、１ｂ 底面、
２ 運動部材、
３ ディンプル
４ ディンプル群、
４ａ 上流側ディンプル群、４ｂ 下流側ディンプル群、
５ 無ディンプル領域
１ａ 上面、１ｂ 底面、
２ 運動部材、
３ ディンプル
４ ディンプル群、
４ａ 上流側ディンプル群、４ｂ 下流側ディンプル群、
５ 無ディンプル領域
Claims (4)
- 固定部材とこれと隙間を隔てて摺動する運動部材とからなり、その間に流体潤滑膜を形成させて、運動部材から固定部材に向けて作用する力を支承するテクスチャを有するすべり軸受であって、
前記テクスチャは、前記固定部材と運動部材のいずれか一方又は両方に設けられた複数のディンプルであり、該ディンプルの摺動方向間隔がディンプルの摺動方向長さの２倍よりも大きく設定されている、ことを特徴とするテクスチャを有するすべり軸受。 - 前記固定部材と運動部材は、互いにほぼ一定の間隔で平行に位置し、
前記複数のディンプルは、間隔を隔てて配置されたディンプル群であり、該ディンプル群は、固定部材及び／又は運動部材の摺動方向に一定の周期で設けられた上流側ディンプル群と下流側ディンプル群とからなり、
さらに前記上流側ディンプル群と下流側ディンプル群の間にディンプルのない無ディンプル領域を有し、
該無ディンプル領域は、前記摺動方向に各ディンプル群のディンプル間隔の２倍より長く、かつ摺動方向に直交する幅方向全体にわたり設けられる、ことを特徴とする請求項１に記載のテクスチャを有するすべり軸受。 - 前記固定部材は、摺動方向に一定の周期で設けられ運動部材との隙間の小さい上面と運動部材との隙間の大きい底面とを有し、
前記ディンプル群は、前記固定部材の上面のみに設けられる、ことを特徴とする請求項１に記載のテクスチャを有するすべり軸受。 - 固定部材とこれと隙間を隔てて摺動する運動部材とからなり、その間に流体潤滑膜を形成させて、運動部材から固定部材に向けて作用する力を支承するテクスチャを有するすべり軸受の性能予測方法であって、
前記固定部材と運動部材のいずれか一方又は両方に、複数のディンプルが間隔を隔てて配置されたディンプル群からなるテクスチャを設定し、
運動部材と固定部材の間の潤滑膜に発生する圧力分布をレイノルズ方程式に基づいて求め、これから、平均潤滑膜圧力と摩擦係数を求める、ことを特徴とするすべり軸受の性能予測方法。
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