JP2013544335A - タービンホィールの軸のための軸受配置 - Google Patents

Abstract

タービンホィール（２）の、あるいはタービンホィール（２）とコンプレッサホィール（４）の、軸（３）のための軸受配置であって、その場合にタービンホィール（２）が車両駆動アグリゲートの排ガスによって駆動されており、静的なハウジング（９）を有し、前記ハウジングが、ハウジング（９）に対して回転可能に配置された軸受ブッシュ（１０）と第１の軸受間隙（１１）を形成し、その場合に軸受ブッシュ（１０）が軸（３）を回転運動可能に収容し、かつそれと第２の軸受間隙（１２）を形成する。本発明は、軸（３）の回転軸（１４）に関する第１の軸受間隙（１１）と第２の軸受間隙（１２）の半径（ｒ_１、ｒ_２）の比（ｒ_１／ｒ_２）が、軸受ブッシュ（１０）の最大の軸方向の広がり（ｘ）にわたって少なくとも１回変化することを特徴としている。
【選択図】図２

Description

本発明は、請求項１の前文に詳細に定義された種類のタービンホィールの、あるいはタービンホィールとコンプレッサホィールの、軸のための軸受配置に関するものである。

ターボチャージャは、ターボコンパウンドシステムと同様に、一般的な従来技術から知られている。両者は、車両駆動アグリゲート、典型的には内燃機関、と組み合わせて使用され、駆動アグリゲートの排ガス内に存在する、タービンホィールを介して熱エネルギと圧力エネルギを機械的なエネルギに変換するために用いられる。ターボチャージャにおいて、あるいは排ガスターボチャージャにおいても、この機械的なエネルギは、典型的に直接、タービンホィールをコンプレッサホィールと結合する軸を介してコンプレッサホィールを駆動するための回転エネルギに変換される。それによって、コンプレッサホィールを介して駆動アグリゲート用の空気、特に内燃機関のための吸気が圧縮され、それによって高い過給圧で供給することができる。特に内燃機関において、過給圧のこの上昇とそれに伴って内燃機関へ供給される空気質量の増大が、より効率的な燃焼と、燃料内に蓄えられているエネルギのより良好な利用とをもたらす。

ターボコンパウンドシステムにおいては、これは、羽根車としてのタービンホィールを介して熱い排ガスから回収されたエネルギが、同様に、タービンホィールを支持する軸における機械的なエネルギに変換されることになる。しかしその場合にこのエネルギは、コンポーネントを機械的に駆動し、かつ、たとえば内燃機関のクランク軸の領域内で、機械液なエネルギをフィードバックするために使用される。

タービンホィールとコンプレッサホィールを有するターボチャージャにおいても、ターボコンパウンドシステムにおいても、軸を軸承するために、通常、ハイドロダイナミック滑り軸受が使用され、それは、一般的な従来技術によれば、真円筒状の軸受ブッシュを有している。これは、典型的にフローティングブッシュとして形成されているので、軸受ブッシュは２つの軸受間隙を、１つは静的に固定されたハウジングと軸受ブッシュの間に、もう１つは軸と軸受ブッシュの間に、有している。軸受ブッシュのフローティング配置は、駆動においてそれが軸とハウジングとの間で回転することを許す。これは重点的に、軸受間隙の径方向の間隙寸法が小さいことに基づいて、粘性の抵抗力ないし減速力がフローティング軸受ブッシュに回転衝撃をもたらすので、軸受ブッシュが回転されることによって、もたらされる。

その場合に、この種の軸受には、典型的に、軸受ブッシュの領域内の潤滑油孔を通して、２つの軸受間隙が然るべきオイルフィルムを有するように、オイルが供給される。その場合に、特に軸と軸受ブッシュの間の摩擦と磨耗を減少させる、ハイドロダイナミック潤滑フィルムを形成するためには、軸受ブッシュ自体の適切な回転数が必要であり、かつ望ましい。しかし、フローティング軸受ブッシュのこのような高さの回転数においては、潤滑フィルム内に渦によってもたらされる、自己励振振動が生じる危険が存在する。軸受間隙内でハイドロダイナミック潤滑フィルムは、通常、回転する軸の所望の緩衝をもたらすが、この種の駆動状態のもとでは、軸運動の緩衝と強度の減少をもたらし、それが最終的に望ましくない磨耗をもたらすことがある。さらに、フローティング軸受ブッシュを有する軸受の駆動において、低調波の励振がもたらされ、それが音響的騒音をもたらす。これは、一方で、望ましくない騒音放出に基づいて阻止されなければならず、他方では、低調波励振の大きな振幅をもたらすことがあり、それによって軸承が不安定になる。最悪の場合には、ハウジングに衝突することによるタービンホィールの損傷がもたらされる。

たとえば、排ガスターボチャージャの軸の軸承に関して、特許文献１を参照するよう指示する。同様に、この種の軸承は、特許文献２からも、知られている。その場合に、特許文献２の枠内において、フローティング軸受ブッシュが記載されており、それは、適切な開口部を介して潤滑オイル流を一方の軸受間隙から他方の軸受間隙へ案内する。本発明に基づく特殊性は、潤滑オイルのためのこの給送開口部の形成が次のように、すなわち、軸の回転数が増大した場合に給送開口部がフローティング軸受ブッシュの回転の増大に拮抗作用するように、形成されていることにある。

さらに、たとえば特許文献３の形式の、他の一般的な従来技術からは、ハイドロダイナミック滑り軸受の形式の軸承が知られており、それにおいて軸受ブッシュまたは軸受ブッシュ内に軸承された軸が、回転軸に対して垂直の横断面内で互いに異なる横断面プロフィールを有している。この非円形の、あるいは少なくとも円形には形成されていない横断面プロフィールが、ハイドロダイナミック潤滑フィルムの形成を可能にし、かつ改良する。しかし、フローティング軸受ブッシュにおいては、この種の形態は、条件つきでしか可能ではない。というのはこれは、典型的に、然るべき高さの軸回転数において高い回転数への軸受ブッシュの連動を、それに拮抗作用するよりも、むしろ支援してしまうからである。

独国公開公報DE102004009412A1 独国公開公報DE19539678A1 独国特許公報DE1575563

これを背景として、本発明の課題は、望ましくない振動が回避され、同時に製造の際の手間と費用が減少されるように形成された、タービンホィールの、またはタービンホィールとコンプレッサホィールの軸のための軸受配置を提供することにある。

この課題は、請求項１の特徴部分に記載の特徴を有する軸受配置によって解決される。請求項３および６の特徴部分に記載の特徴は、上に挙げた課題のための代替的な独立した解決を提供する。それぞれそれに従属する下位請求項は、それぞれの本発明に基づく軸受配置の特に好ましい、かつ効果的な展開を記述している。

上に挙げた課題の第１の解決は、請求項１の特徴部分によれば、軸の回転軸に関する第１の軸受間隙と第２の軸受間隙の半径の比が、軸受ブッシュの最大の軸方向の広がりにわたって少なくとも１回変化することによって、達成される。従って２つの軸受間隙は、たとえば互いに対して斜めに延びているので、フローティング軸受ブッシュが実質的に円錐状に形成されている。また、軸方向において連続的または飛躍的に互いに移行する複数の段をもって延びる軸受間隙を有する形態も、考えられる。そして、軸受間隙を、それらが異なる軸方向の長さを有するか、あるいは軸方向において異なる位置に配置されるように、形成することも、考えられる。それによっても、フローティング軸受ブッシュの軸方向の広がりにわたってその半径の比における変化ないし飛躍がもたらされる。

それに対する代替案が、請求項３の特徴部分に記載の特徴によって記述されている。本発明に基づく軸承のこの形態によれば、軸受間隙が互いに対して偏心して配置されている。軸受間隙は、ここでも真円筒の外表面の形式で形成することができる。もちろん、それぞれの真円筒の中心軸は、互いに完全に等しくはなく、互いに平行に並べられ、あるいは特に互いに角度をもって延びることができる。従って軸受間隙のこのような互いに対して偏心した配置も、上述した課題を解決することができる。

これまで説明して来た本発明に基づく解決にわたって特に好ましいかつ効果的なやり方で、軸受間隙は、軸方向に一定の間隙幅を有している。軸受間隙自体の推移に依存しない、この軸方向における軸受間隙の一定の間隙幅は、特に簡単かつ効率的な構造を表し、その構造は特に製造においてそれに応じて簡単に実現することができる。それは、さらに、一定の間隙幅を有する軸受間隙によって、提供されるすべての軸承面にわたって効率的かつ均一な軸承を許す。

そしてさらに、請求項６の特徴部分に挙げられているような解決も、上に挙げた課題を解決することができる。その場合に、軸受間隙の少なくとも１つは、その軸方向において間隙幅に、従って径方向の間隙寸法に、関して変化する。その場合に構造は、円錐状の軸受間隙を有する。

その場合に、３つすべての幾何学的解決変形例は、同一の機構に基づいている。解決変形例は、それぞれ個々に、かつ／または互いに組み合わせて使用することができる。これらの形態の基礎となる共通の効果は、振動励振が最小限に抑えられることを、可能にする。従って軸承の信頼性が向上し、音響的放出が減少される。上で説明した、それぞれ単独または互いに組み合わせた幾何学的形態は、発明者の調査によれば、駆動中に多次元のベクトル場の形式の力を発生させることができ、その力は同時に、たとえば回転軸の方向に作用するベクトル成分によって、軸受配置の安定化も、振動の減少ももたらす。さらに、アキシャル軸受は、然るべき力によって負荷を除かれ、あるいは所定の場合においては、特にアキシャル軸受を完全に省くことができる。その場合に本発明に基づく考え方は、きわめて簡単かつ安価に実現される。というのは、その考えはすでに生じている振動の作用を緩和しようとするのではなく、この種の望ましくない振動がその発生においてすでに阻止されるからである。

特に軸受間隙の偏心した配置において、あるいはそれと組み合わせて、さらに、所望の不釣り合いが生じ、それが振動励振に有意義なやり方で拮抗作用する。

軸受配置の本発明に基づく構造の特に好ましい展開において、さらに、２つの軸受間隙が互いに対して傾斜して形成されている。異なる符号を有するその勾配に基づいて、駆動において力がもたらされ、その力は常に軸方向におけるベクトル成分も有している。勾配に従って一方の軸受間隙におけるベクトル成分は、他方の軸受間隙におけるのとは逆の方向に延びているので、それによって駆動中に軸受配置の側方の安定性がもたらされる。

本発明に基づく軸承の他のきわめて好ましい形態において、軸受ブッシュの材料厚みおよび／または材料性質が、軸受ブッシュの軸方向の広がりの推移において変化する。所望の幾何学配置によってもたらされる、軸受ブッシュの異なる肉厚ないし材料厚みの他に、形状変化に伴って重心の変化とその結果、動的挙動の本質的な変化が生じる。これを、所定の振動挙動を保証するために利用することができる。同様に、この効果は、異なる材料、たとえば密度の異なる材料によっても、達成することができる。それぞれの軸受間隙内の潤滑油の流れ状況も、表面構造化によって、あるいは表面粗度の使用によって、調節される。

本発明に基づく軸受配置のきわめて好ましい展開によれば、さらに、軸受ブッシュはその幾何学的中心軸に関して静的および／または動的な不釣り合いを有している。それによって軸受間隙内の圧力構築が支援される。同時に上で説明した形態に基づいて、軸に対する軸受ブッシュの予め定められた回転数差を調節することができ、それがたとえば、望ましくない音響効果の回避に用いられる。すなわち、実際において、軸の回転数に関して２０％から５０％の軸受ブッシュの好ましい回転数を調節することができ、それが特に効果的であると実証されている。

種々の可能な変形例における、本発明に基づく軸受配置の他の好ましい形態が、残りの従属請求項から明らかにされ、かつ、以下で図面を参照して詳しく説明する、実施例を用いて明確にされる。

本発明に基づく軸受配置を説明するために、例としてのターボチャージャを示す断面図である。 傾斜した軸受間隙を備えた軸受ブッシュを有する軸受配置を示している。 ２つの互いに対して傾斜した軸受間隙を備えた軸受配置を示している。 逆方向に傾斜した２つの軸受間隙を備えた軸受配置を示している。 異なる直径を有する軸受ブッシュを備えた２つの円筒状の領域を示している。 その外側の軸受間隙が円筒状の領域と円錐状の領域とを有している、軸受ブッシュを示している。 その外側と内側の軸受間隙がそれぞれ円筒状の領域と円錐状の領域とを有している、軸受ブッシュを示している。 図３に示す２つの軸受ブッシュを有する軸受配置を示している。 長さの異なる２つの同心の軸受間隙を有する軸受ブッシュを示している。 同一の軸受長さで軸方向のオフセットを有する２つの同心の軸受間隙を備えた軸受ブッシュを示している。 ばね部材の力に抗して軸方向に摺動可能な軸受ブッシュを示している。 軸方向に可変の軸受間隙を有する軸受ブッシュを示している。 ２つの円筒状の軸受間隙を偏心した配置で有する軸受ブッシュを示している。

図１の表示において、排ガスターボチャージャ１が認識され、それを例にとって本発明を説明する。それと同様、本発明はターボコンパウンドシステムの軸とタービンホィールに移し替えることもできることは、もちろんである。排ガスターボチャージャ１は、タービンホィール２、軸３およびコンプレッサホィール４を有している。タービンホィール２の外周面の回りを一周する螺旋ハウジング５を介して排ガス、たとえば図示されない内燃機関の領域からの熱い排ガスが、タービンホィール２の領域内へ流入して、その羽根６によってそれを駆動する。その場合に、ここに示す実施例において、螺旋ハウジング５とタービンホィール２の羽根６との間に案内羽根７を有する可変のタービン案内格子が見られる。これは、一般的な従来技術から知られており、かつターボチャージャ１においてしばしば一般的である。しかしそれは、本発明に何ら影響を持たないので、その機能性については詳細には触れない。排ガスターボチャージャ１は、案内羽根７なしで実現することもできる。

軸３がタービンホィール２と相対回動不能に結合されており、その軸自体はコンプレッサホィール４と相対回動不能に結合されている。コンプレッサホィール４は、周囲から新鮮空気を吸い込んで、それを、コンプレッサホィール４を取り巻いて配置されている螺旋ハウジング８の領域内へ圧縮する。その後、圧縮された空気は、内燃機関用の空気質量を高めるため、いわゆる過給のために、用いられる。ターボチャージャ１は、さらに静的なハウジング９を有しており、それがタービンホィール２とコンプレッサホィール４の間に位置する。この静的なハウジング９の領域内で、軸３が軸受ブッシュ１０を介して軸承されている。軸受ブッシュ１０には、ハウジング９内に原理的に示す導管を介して潤滑油が供給されるので、ハイドロダイナミック滑り軸受が形成される。その場合に、軸受ブッシュ１０（これについては後にさらに詳しく説明する）は、フローティング軸受ブッシュ１０として形成されている。これは、ハウジング９と軸受ブッシュ１０との間に第１の軸受間隙１１が、そして軸受ブッシュ１０と軸３との間に第２の軸受間隙１２が形成されることを、意味している。これは、図２の表示に軸受ブッシュ１０の１つが原理的な表示で拡大して示されているものにおいて、さらに良く認識される。

図２の原理的な表示は、軸３と静的なハウジング９および軸上に相対回動不能に配置された、あるいは軸３と一体的に形成された、リング１３を示している。このリングまたは軸受リング１３は、図２および後続の図においてそれぞれ比較可能に示されており、特に軸と一体的に形成されているものとする。この軸受リング１３と軸受ブッシュ１０の間には、上ですでに説明した第２の軸受間隙１２があり、軸受ブッシュ１０とハウジング９の間には、第１の軸受間隙１１がある。軸受間隙１１、１２には、それ自体知られたやり方で潤滑油を供給することができる。そのために、ハウジング９内の孔の他に、軸受ブッシュ１０自体の領域内にも１つまたは複数の孔を設けることができる。この表示と後続の表示を簡単なものにするために、この種の孔の表示は省かれる。

軸受間隙１１、１２とフローティング軸受ブッシュ１０は、軸３の回転軸１３に関して、第１の軸受間隙１１が第１の半径ｒ１を有するように、形成されている。第２の軸受間隙１２は、それとは異なる半径ｒ２を有している。その場合に半径ｒ１とｒ２は、単に例として軸方向の位置で示されている。図２の表示において、第１の軸受間隙１１は、円錐外表面の形式で形成されており、従って軸３の回転軸１４に関して傾斜して延びている。図２の表示においてｘで示される、軸受ブッシュ１０の最大幅にわたって、第１の軸受間隙１１の半径ｒ１が変化する。第２の軸受間隙１２は、この実施例においては、真円筒の外表面として形成されているので、第２の軸受間隙１２の半径ｒ２は、軸受ブッシュ１０の最大幅ｘにわたって変化しない。従って、図２の表示における軸受ブッシュ１０の特殊な形態は、２つの軸受間隙１１、１２の半径の互いに対する比ｒ１／ｒ２が、軸受ブッシュ１０の最大の広がりｘにわたって軸方向においては一定でないことを、特徴としている。ここに示す実施例において、この比は、軸受ブッシュ１０の一方の側から軸方向に軸受ブッシュ１０の他方の側まで軸方向に連続して変化する。その場合に軸受間隙１１、１２の間隙幅は、軸方向において好ましくは一定である。

以下に記載する実施例において、本発明に基づく軸受ブッシュ１０の種々の可能な形態を説明する。その場合にこれらは、図２に示す原理的な構造と同様に説明され、その場合にすでに説明した構造に対する差異についてのみ、詳細に説明する。

図３の表示において、軸受ブッシュ１０は、図２に示す形態にきわめて類似して形成されている。これは、図２の表示に対して、第１の軸受間隙１１のみならず、第２の軸受間隙１２も回転軸１４に対して傾斜して形成されている、という差のみを有している。さらに両方の軸受間隙は、互いに対しても傾斜して形成されているので、ここでは、半径の比ｒ１／ｒ２が軸受ブッシュ１０の軸方向の広がりｘにわたって連続的に変化することも、成立する。その場合に軸受間隙１１、１２の傾斜は、それらが軸受ブッシュ１０の同じ側において回転軸１４とそれぞれ角度α、βを形成するように、形成されている。従って傾斜は、同一の方向に延びている。

図４の表示は、軸受ブッシュの他の構造を示しており、それにおいても同様に２つの軸受間隙１１、１２は傾斜して形成されている。しかし、図３において選択された軸受ブッシュ１０の実施形態とは異なり、ここでは第１の軸受間隙１１の延長が、軸受ブッシュ１０の、第２の軸受間隙１２の延長とは異なる側において、回転軸１４と交差している。従ってこれらの軸受間隔は、逆方向に傾斜して形成されている。それが、回転軸１４の軸方向に作用する力コンポーネントのバランスを可能にする。というのは、コンポーネントの一部がそれぞれ１方向に、そしてコンポーネントの他の部分がそれぞれ他方向に作用するからである。ここでも、比ｒ_１／ｒ_２が、軸受ブッシュ１０の幅ｘにわたって一定でないことが、成立する。

図５の表示には、軸受ブッシュ１０の他の可能な実施形態が示されている。これは、第２の軸受間隙１２が、ここでも図２の表示と同様に、真円筒の外表面に類似して延びるように、形成されている。それに対して第１の軸受間隙１１は、軸受ブッシュの幅ｘにわたって軸方向に互いに連続する、３つの異なる部分を有している。これらの部分は、異なる半径ｒ１を有している。従って半径ｒ１が飛躍的に変化するので、外表面に段のついた軸受ブッシュ１０が生じる。この軸受ブッシュは、径方向の力に加えて軸方向の力も吸収することができる。というのは、飛躍的に横断面が拡幅する領域内では、力が回転軸１４の方向にも導入できるからである。従ってこの軸受ブッシュは、１つの構成部品内で径方向軸承と軸方向軸承を実現することができる。その場合に、これまでに示された実施形態とは異なり、比ｒ_１／ｒ_２は、軸受ブッシュ１０の幅ｘにわたって連続的に変化するのではなく、３段階で延びている。

図６には、同様に形成された軸受ブッシュ１０が再度示されている。これは、実際には、図２の表示における実施形態を図５の表示における実施形態と結合しているので、ここで生じる軸受ブッシュ１０は、第１の部分領域内ではｒ_２に対するｒ_１の比の連続的な変化を実現し、それによってその後再度、軸受ブッシュ１０の軸方向の広がりの残りについて比が一定であるよりも、この比の飛躍的な変化が実現される。図３と５の実施形態を互いに結合する、同様な組合せが、図７の表示においても認識される。

図８は、図３の枠内ですでに言及した実施例を改めて取り上げている。唯一の軸受ブッシュ１０の代わりに、ここでは２つの軸受ブッシュ２が軸３上に配置されている。それらは、異なる方向に傾斜を有している。その場合に軸受ブッシュ１０は、回転軸１４上に垂直に立つ平面を中心に鏡対称に形成されている。この対称性によって、左の軸受ブッシュ１０の領域内と右の軸受ブッシュ１０の領域内に軸方向に比較可能な力コンポーネントが生じる。従って図８に示す構造においても、典型的に常に径方向軸承よりも構造的に常により煩雑になる、軸方向軸承を、完全に省くことができる。

図９には、軸受ブッシュ１０の他の可能な実施形態が示されている。この形態における軸受ブッシュ１０は、２つの軸受間隙１１、１２を実質的に同心に有している。２つの軸受間隙は、真円筒の外表面の形式で形成されている。もちろん、２つの軸受間隙は軸方向において異なる大きさの区間にわたって延びている。それによってまた、２つの軸受間隙の半径の互いに対する比ｒ_１／ｒ_２に飛躍がもたらされる。というのは、半径ｒ_１、ｒ_２のそれぞれが部分的にゼロになるからである。

図１０に示す軸受ブッシュ１０の形態について、事情は同様である。その場合に２つの軸受間隙１１、１２は、軸方向に同一の長さであるが、その始点ないし終点は、軸方向に互いに変位して配置されている。それによってまた、半径ｒ_１、ｒ_２の互いに対する比に飛躍が生じるので、それによってまた、比較的簡単な構造によって本発明に基づく効果を得ることができる。

図１１の表示において、図３に示す構造が再度取り上げられている。図３の表示に加えて、ここではさらに、Ｆないし矢印で示唆される、外部の力が軸受ブッシュ１０に作用する。それが、軸方向における、図１１に示す実施例において軸方向右へ向かう、軸受ブッシュ１０の変位に拮抗作用するので、変位に伴って生じる、流れ状況とばね力Ｆの変化に基づいて、自己調整するシステムが生じる。それによって潤滑剤フィルムの中断が確実かつ信頼できるように排除されて、上昇する振動がばね力に抗して軸受ブッシュ１０の摺動をもたらし、そのばね力は軸受ブッシュ１０の変位が増大するにつれて、増大する力で軸受ブッシュを再び復帰させるので、システムは自己調整するように安定した軸承を保証する。

軸受間隙１１、１２の一定の間隙幅を有する好ましい実施形態の他に、代替的な形態が図１２に示されている。これは、軸受ブッシュ１０、軸受ブッシュ１０とハウジング７との間に第１の軸受間隙１１を、その間隙寸法ないしその間隙幅が軸受ブッシュ１０の軸方向の幅ｘにわたって然るべく変化するように、有している。図１２の表示において、第１の軸受間隙１１は右側に符号ｂ_１で示される第１の間隙幅を有し、軸受ブッシュ１０ないし第１の軸受間隙の軸方向反対側においては、符号ｂ_２で示す、より大きい間隙幅を有している。このことも、軸受間隙内に不均質な圧力構築をもたらし、それが、望ましくない振動を阻止するのに寄与する。

他のコンセプトが、図１３の表示において認識される。その場合に軸受ブッシュ１０は、図１１の表示に著しく誇張して示されるように、軸受ブッシュ１０とハウジング７の間に第１の軸受間隙１１を形成する、外側の真円筒面と、軸３ないしリング１３と軸受ブッシュ１０の間に第２の軸受間隙１２を形成する、内側の円環面の中心軸が、互いに対して偏心して配置されるように、形成されている。従って中心軸は両方が軸３の回転軸１４とは整合しておらず、軸の少なくとも一方は回転軸１４とは異なっており、図１３の表示においてそれに対して平行に配置されている。

ここで説明したすべての実施形態は、たとえば、軸３の一方の軸承がある形式で形成され、軸３の他方の軸承が異なる形式で形成されていることにより、互いに組み合わされる。さらに、ここに記載される理念は、１つの軸受ブッシュ内でも互いに組み合わされるので、たとえば、ばね力が偏心して形成された軸受ブッシュ１０に同様に作用することができ、あるいは軸受ブッシュ１０は、変化する半径比ｒ_１／ｒ_２をもって付加的に偏心して、かつ／または軸受間隙１１、１２の軸方向に変化する間隙幅ｂをもって、配置することができる。

すべての形態は、低調波の励振ないし自己励振する振動を減少させることに寄与する。それらは、そのようにして音響的な障害を減少させ、あるいは防止することができ、特に軸３が軸受内で不安定にならないように配慮することができ、もし不安定になると、軸とタービンホィール２および場合によってはコンプレッサホィール４からなるシステムが次第に強く揺れ動いてしまう。その場合に、最悪の場合においては、軸３、タービンホィール２およびコンプレッサホィール４からなるロータの破損がもたらされることがある。その場合にすべての変形例は、さらに、アキシャル軸受の負荷を除くので、アキシャル軸受は、それをさらに設けようとし／設けなければならない限りにおいて、構造的により単純に形成することができる。その場合に、形態は、簡単かつ効率的に変換される。それらは、たとえば従来のフローティング軸受に、ハウジング９および／または場合によっては設けられるアキシャル軸受のその他の形態を著しく変更する必要なしに、とって代わることができる。

Claims (15)

1. タービンホィール（２）の、またはタービンホィール（２）とコンプレッサホィール（４）の、軸（３）のための軸受配置であって、その場合に
   １．１ タービンホィール（２）が車両駆動アグリゲートの排ガスによって駆動されており、
   １．２ 静的なハウジング（９）を有し、前記ハウジングが
   １．３ ハウジング（９）に対して回転運動可能に配置された軸受ブッシュ（１０）と第１の軸受間隙（１１）を形成し、その場合に
   １．４ 軸受ブッシュ（１０）が軸（３）を回転運動可能に収容し、かつこの軸と第２の軸受間隙（１２）を形成する、
   前記軸受配置において、
   １．５ 軸（３）の回転軸（１４）に関する第１の軸受間隙（１１）と第２の軸受間隙（１２）の半径（ｒ_１、ｒ_２）の比（ｒ_１／ｒ_２）が、軸受ブッシュ（１０）の最大の軸方向の広がり（ｘ）にわたって少なくとも１回変化することを特徴とする軸受配置。
2. 軸受間隙（１１、１２）が、互いに対して偏心して配置されており、あるいは軸受間隙（１１、１２）の少なくとも１つが、軸方向に変化する間隙幅（ｂ_１、ｂ_２）を有していることを特徴とする請求項１に記載の軸受配置。
3. タービンホィール（２）の、あるいはタービンホィール（２）とコンプレッサホィール（４）の、軸（３）のための軸受配置であって、その場合に、
   ３．１ タービンホィール（２）が車両駆動アグリゲートの排ガスによって駆動されており、
   ３．２ 静的なハウジング（９）を有し、前記ハウジングが、
   ３．３ ハウジング（９）に対して回転運動可能に配置された軸受ブッシュ（１０）と第１の軸受間隙（１１）を形成し、その場合に、
   ３．４ 軸受ブッシュ（１０）が軸（３）を回転運動可能に収容し、かつその軸と第２の軸受間隙（１２）を形成する、
   前記軸受配置において、
   ３．５ 軸受間隙（１１、１２）が、互いに対して偏心して配置されていることを特徴とする軸受配置。
4. 軸受間隙（１１、１２）が、軸方向に一定の間隙幅を有していることを特徴とする請求項１または３のいずれか１項に記載の軸受配置。
5. 軸（３）の回転軸（１４）に関する第１の軸受間隙（１１）と第２の軸受間隙（１２）の半径（ｒ_１、ｒ_２）の比（ｒ１／ｒ２）が、軸受ブッシュ（１０）の最大の軸方向の広がり（ｘ）にわたって少なくとも１回変化し、あるいは軸受間隙（１１、１２）の少なくとも１つが、軸方向に変化する間隙幅（ｂ１、ｂ２）を有していることを特徴とする請求項３に記載の軸受配置。
6. タービンホィール（２）の、あるいはタービンホィール（２）とコンプレッサホィール（４）の、軸（３）のための軸受配置であって、その場合に
   ６．１ タービンホィール（２）が車両駆動アグリゲートの排ガスによって駆動されており、
   ６．２ 静的なハウジング（９）を有し、前記ハウジングが、
   ６．３ ハウジング（９）に対して回転運動可能に配置された軸受ブッシュ（１０）と第１の軸受間隙（１１）を形成し、その場合に、
   ６．４ 軸受ブッシュ（１０）が軸（３）を回転運動可能に収容し、かつその軸と第２の軸受間隙（１２）を形成する、
   前記軸受配置において、
   ６．５ 軸受間隙（１１、１２）の少なくとも１つが、軸方向に変化する間隙幅（ｂ１、ｂ２）を有していることを特徴とする軸受配置。
7. 軸（３）の回転軸（１４）に関する第１の軸受間隙（１１）と第２の軸受間隙（１２）の半径（ｒ_１、ｒ_２）の比（ｒ_１／ｒ_２）が、軸受ブッシュ（１０）の最大の軸方向の広がり（ｘ）にわたって少なくとも１回変化し、あるいは軸受間隙（１１、１２）が互いに対して偏心して配置されていることを特徴とする請求項６に記載の軸受配置。
8. 軸受間隙（１１、１２）の少なくとも１つが、回転軸（１４）および／または他の軸受間隙（１２、１１）に対して傾斜して配置されていることを特徴とする請求項１から７のいずれか１項に記載の軸受配置。
9. 両方の軸受間隙（１１、１２）が、互いに対して傾斜して配置されていることを特徴とする請求項１から８のいずれか１項に記載の軸受配置。
10. 軸受間隙（１１、１２）の１つが、その半径（ｒ_１、ｒ_２）の少なくとも１つの連続的あるいは飛躍的な変化を有していることを特徴とする請求項１から９のいずれか１項に記載の軸受配置。
11. 軸受ブッシュ（１０）の材料厚みおよび／または材料性質が、軸方向の幅（ｘ）の推移において変化することを特徴とする請求項１から１０のいずれか１項に記載の軸受配置。
12. 軸受ブッシュ（１０）が、その幾何学的中心軸に関して静的および／または動的な不釣り合いを有していることを特徴とする請求項１から１１のいずれか１項に記載の軸受配置。
13. 少なくとも１つの軸受間隙（１１，１２）が、その周面に沿って異なる間隙厚みで寸法決めされていることを特徴とする請求項１から１２のいずれか１項に記載の軸受配置。
14. 軸受ブッシュ（１０）が、実質的に軸（３）の回転軸（１４）の方向に作用する復帰部材、特にばね部材、の復帰力（Ｆ）、特にばね力、に抗して移動可能であることを特徴とする請求項１から１３のいずれか１項に記載の軸受配置。
15. 前記軸受ブッシュ（１０）から独立して、請求項１から１４のいずれか１項に記載の少なくとも１つの第２の軸受ブッシュ（１０）が、軸（３）とハウジング（９）の間に配置されていることを特徴とする請求項１から１４のいずれか１項に記載の軸受配置。

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