JP2018123780A - ターボチャージャ用軸受装置 - Google Patents

Abstract

【課題】 タービン軸４の振動を減衰させるダンパ機能を向上させ、しかも、タービン軸４を支持する転がり軸受１１、１２の内輪１１ａ、１２ａに向かって、潤滑油を噴射するオイルジェット孔を外輪ホルダ２０に別途設ける必要のないターボチャージャ１を得る。【解決手段】 外輪ホルダ２０の軸受取付け部２２の内面と外輪１１ｂ、１２ｂの外面との間に油溝４０を設け、この油溝４０に外輪ホルダ２０の軸受取付け部２２の外径面から潤滑油を供給する給油穴４１を設け、この給油穴４１から供給される潤滑油によって第２のオイルフィルムダンパ４２を形成する隙間４３、４４を外輪ホルダ２０の軸受取付け部２２の内面と外輪１１ｂ、１２ｂの外面との間に設けた。【選択図】図２

Description

この発明は、自動車エンジンの排気工程の空気圧を利用して吸気工程の空気圧を増加させ、エンジン自体の性能を向上させるターボチャージャに用いられる軸受装置に関する。

ターボチャージャに用いられる軸受装置としては、回転軸に嵌め合わされた一対の転がり軸受の外輪間にコイルばね等の弾性部材を配置し、その弾性部材の反発力で転がり軸受に予圧を与えるとともに、転がり軸受の外輪をオイルフィルムダンパにて支持する軸受装置が知られている（例えば特許文献１、２）。

これら特許文献１、２のように、外輪間に嵌め合わされた弾性部材にて一対の転がり軸受に予圧を与える軸受装置では、外輪を弾性部材の力で転動体に押し付けることから、その外輪を押し出す方向、つまり軸線方向外側へは外輪を非拘束状態としておくことが必須である。

一方、特許文献３のように、一対の転がり軸受の内輪間、及び外輪間にそれぞれスペーサを配置して軸受間の距離を一定に保持しつつ、外輪の軸線方向外側の端面をハウジング側の当接部に当接させて外輪を軸線方向に拘束する軸受装置も知られている。

ところで、回転軸の高速回転化を図るには転がり軸受の摩擦損失を低減させることが望ましいが、予圧を与えれば摩擦損失が大きくなる。一方、毎分１０万回転を超えるような高速回転領域では、転がり軸受をオイルフィルムダンパにて支持することが必要不可欠となる。両者の要求を満たすには、上述した特許文献３のように外輪間にばね等の弾性部材を設けない構成の軸受装置において、転がり軸受の外輪が嵌め合わされる外輪ホルダを軸受ハウジングと別に設け、その外輪ホルダと軸受ハウジングとの隙間にオイルフィルムダンパを形成する構成が考えられる。

しかしながら、特許文献３の装置のように、外輪の軸線方向外側の端面を軸受ハウジングに当接させて外輪を拘束した場合、オイルフィルムダンパの振動吸収作用で外輪が軸線方向に変位したときに、軸受ハウジングから軸受の外輪へと軸線方向の力が入力される。そのため、内輪から転動体を介して外輪に伝わる軸線方向の力と軸受ハウジング側から外輪に加わる力とが競合して軸受に無理な軸線方向の力が作用し、外輪の位置がずれるといった不都合が発生し、軸受の耐久性が損なわれるおそれがある。

特許文献４には、このような外輪の位置ずれという不都合によって軸受の耐久性が損なわれないようにしたターボチャージャの軸受装置が開示されている。

この特許文献４に開示されたターボチャージャの軸受装置は、図３及び図４に示す構造を備えている。

図３は、特許文献４に示す構造の軸受装置１１０が組み込まれたターボチャージャ１０１を示している。ターボチャージャ１０１は、内燃機関の排気通路に設けられるタービンロータ１０２と、内燃機関の吸気通路に設けられるコンプレッサインペラ１０３と、それらを一体回転可能に連結する回転軸としてのタービン軸１０４とを備えている。

タービンロータ１０２とタービン軸１０４とは同軸上に一体に形成されている。タービン軸１０４は、タービンロータ１０２側からコンプレッサインペラ１０３に向かって、大径部１０４ａ、中間部１０４ｂ及び小径部１０４ｃが順次設けられた段付きシャフトによって構成されている。

中間部１０４ｂは、ターボチャージャ１０１の軸受ハウジング１０５内に挿入され、小径部１０４ｃは軸受ハウジング１０５を貫いてコンプレッサハウジング（図示しない）内に挿入されている。

軸受ハウジング１０５は、ハウジング本体１０５Ａの一端に、リテーナ１０５Ｂがボルト等の固定手段を用いて結合されている。中間部１０４ｂの外周には一対の転がり軸受１１１、１１２が嵌め合わされている。

転がり軸受１１１、１１２は、内輪１１１ａ、１１２ａと、外輪１１１ｂ、１１２ｂと、それらの間に配置される転動体としての多数のボール１１１ｃ、１１２ｃとを備えた玉軸受である。より具体的には、転がり軸受１１１、１１２は、径方向荷重と一方向の軸線方向荷重とを負荷するアンギュラコンタクト玉軸受である。転がり軸受１１１、１１２の内輪１１１ａ、１１２ａのそれぞれはタービン軸１０４上に嵌め合わされている。転がり軸受１１１はタービンロータ１０２に向かう方向の軸線方向荷重を負荷し、転がり軸受１１２はコンプレッサインペラ１０３に向かう方向の軸線方向荷重を負荷する向きでそれぞれ取り付けられている。

転がり軸受１１１の内輪１１１ａと大径部１０４ａの間にはスリンガ１１３が設けられ、内輪１１１ａ、１１２ａの間には内輪スペーサとしてのスリーブ１１４が設けられている。小径部１０４ｃの外周には、カラー１１５、１１６、コンプレッサインペラ１０３が順次嵌め合わされている。

コンプレッサインペラ１０３からは小径部１０４ｃの先端の雄ねじ部１０４ｄが突出する。その雄ねじ部１０４ｄにナット１１７を装着してこれを締め付けることにより、スリンガ１１３、内輪１１１ａ、スリーブ１１４、内輪１１２ａ、カラー１１５、１１６及びコンプレッサインペラ１０３が大径部１０４ａとナット１１７との間に挟み込まれてそれらが軸線方向の定位置に拘束される。

コンプレッサインペラ１０３を嵌め合わせることにより、内輪１１１ａ、スリーブ１１４及び内輪１１２ａが、タービン軸１０４の大径部１０４ａと中間部１０４ｂとの間の段差、及びコンプレッサインペラ１０３の端面の間に挟み込まれて軸線方向の定位置に拘束される。これにより、タービンロータ１０２、タービン軸１０４、スリンガ１１３、内輪１１１ａ、スリーブ１１４、内輪１１２ａ、カラー１１５、１１６、コンプレッサインペラ１０３及びナット１１７は、タービン軸１０４の中心線ＣＬの回りに一体回転可能な回転体アッセンブリ１０６として組み立てられる。

転がり軸受１１１、１１２のそれぞれの外輪１１１ｂ、１１２ｂは、外輪ホルダ１２０に嵌め合わされている。その外輪ホルダ１２０は、軸受ハウジング１０５のハウジング本体１０５Ａのホルダ収容部１０５ａに嵌め合わされている。軸受ハウジング１０５のリテーナ１０５Ｂは、ホルダ収容部１０５ａの開口端部（コンプレッサインペラ１０３側の端部）に取り付けられ、それにより、外輪ホルダ１２０は、タービン軸１０４の軸線方向に関して、軸受ハウジング１０５の突起部１０５ｂとリテーナ１０５Ｂとの間に保持される。なお、スリーブ１１４及び外輪ホルダ１２０のそれぞれは転がり軸受１１１、１１２とは別部品として構成されている。

外輪ホルダ１２０は、外輪１１１ｂ、１１２ｂの外周に配置される保持部材としての円筒状のケース部１２２と、そのケース部１２２の内周側に突出して外輪１１１ｂ、１１２ｂの間に介在する外輪スペーサとしてのスペーサ部１２３とが一体化された構成を備えている。ケース部１２２の軸線方向両端面１２２ａ、１２２ｂは、外輪１１１ｂ、１１２ｂよりも軸線方向外側に突出した位置にある。言い換えれば、外輪１１１ｂ、１１２ｂは、ケース部１２２の軸線方向端面１２２ａ、１２２ｂよりも軸線方向内側に後退するようにして外輪ホルダ１２０に嵌め合わされている。

スペーサ部１２３の両端には外輪１１１ｂ、１１２ｂが突き当てられている。それにより、外輪１１１ｂ、１１２ｂが軸線方向に位置決めされて外輪１１１ｂ、１１２ｂ間の軸線方向の距離が一定に保持される。

図４に示すように、スペーサ部１２３の軸線方向の寸法Ａと、スリーブ１１４の軸線方向の寸法Ｂとをそれぞれ正確に管理することにより、内輪１１１ａ、１１２ａ及び外輪１１１ｂ、１１２ｂのそれぞれは、軸線方向の位置ずれが最小となり、予圧が実質的に与えられない位置に保持される。これにより、タービン軸４の軸線方向の遊びを最小に抑え、タービンロータ１０２及びコンプレッサインペラ１０３３とそれらのハウジングとの間の隙間を小さく設定して過給性能を向上させることができる。なお、外輪１１１ｂ、１１２ｂの軸線方向外側には、外輪１１１ｂ、１１２ｂをそれらの軸線方向外側から拘束する部材が設けられていない。すなわち、外輪１１１ｂ、１１２ｂは軸線方向外側へは非拘束の状態で外輪ホルダ１２０に嵌め合わされている。また、外輪１１１ｂ、１１２ｂの間には、これらを軸線方向に押し出して予圧を付加するばね等の弾性部材は設けられていない。転がり軸受１１１、１１２を予圧なしで組み付けることにより、転がり軸受１１１、１１２の内部における摩擦損失を抑えることができる。

外輪ホルダ１２０と軸受ハウジング１０５との間には微小量の隙間１２５が設けられている。隙間１２５は、ホルダ１２０の外周側に位置するラジアル方向隙間１２５ａと、ホルダ１２０の軸線方向両端に位置するアキシャル方向隙間１２５ｂ、１２５ｃとを含む。ラジアル方向隙間１２５ａは外輪ホルダ１２０の外周面の全面に亘って存在し、アキシャル方向隙間１２５ｂ、１２５ｃはホルダ１２０の端面１２２ａ、１２２ｂの全面に亘って存在する。つまり、後述するオイルフィルムが形成されていない状態において、ホルダ１２０は、軸受ハウジング１０５に対して半径方向隙間１２５ａに相当する量だけ半径方向に移動可能であり、軸線方向隙間１２５ｂ、１２５ｃに相当する量だけ軸線方向に移動可能である。

軸受ハウジング１０５には、その下面からラジアル方向隙間１２５ａに向かって給油路（図示省略）が形成されている。給油路を介してラジアル方向隙間１２５ａに潤滑油が供給されることにより、隙間１２５が潤滑油で満たされてホルダ１２０と軸受ハウジング１０５との間にオイルフィルムダンパ１０８が形成され、このオイルフィルムダンパ１０８を介して外輪１１１ｂ、１１２ｂが支持されている。

このようにオイルフィルムダンパ１０８を設けることにより、軸受アッセンブリの振動を効率よく吸収することが可能となる。よって、毎分１０万回転を超える高速回転領域に対するターボチャージャ１の適応性を高めることができる。

外輪ホルダ１２０の外周には、２本の環状溝１３０がホルダ１２０を一周するように設けられている。各環状溝１３０には、図４示すように、転がり軸受１１１、１１２側に潤滑油を供給するためのオイルジェット孔１３１が設けられている。オイルジェット孔１３１は、その中心線が内輪１１１ａ、１１２ａに向かうように設けられている。これにより、オイルフィルムダンパ１０８を形成した潤滑油の一部がオイルジェット孔１３１から内輪１１１ａ、１１２ａに給油される。従って、ボール１１１ｃ、１１２ｃに向かって潤滑油を直接吹き付けた場合と比較して潤滑油の撹拌損失を低減させ、過給効率を高めることができる。

オイルジェット孔１３１から内輪１１１ａ、１１２ａに向かって給油された潤滑油は、遠心力によって外周へ吹き飛ばされ、外輪１１１ｂ、１１２ｂの内面側から転がり軸受１１１、１１２の軸線方向の外側に排出される。

実開昭６２−３５１９５号公報 実公平６−４０９０８号公報 特開２００２−３６９４７４号公報 特許第５０７５０００号公報

ところで、図３及び図４に示す軸受装置１１０においては、外輪ホルダ１２０のラジアル方向の外周面及びアキシャル方向の端面と軸受ハウジング１０５との間に、それぞれ隙間１２５ａ、１２５ｂ、１２５ｃが存在し、この隙間１２５ａ、１２５ｂ、１２５ｃには、オイルフィルムダンパ１０８を設けるために、潤滑油が供給されている。

ところが、外輪ホルダ１２０の外面と軸受ハウジング１０５の内面との間に設けたオイルフィルムダンパ１０８だけでは、タービン軸１０４の振動を十分に減衰できず、ダンパ機能が不足するという問題がある。

また、転がり軸受１１１、１１２に潤滑油を供給するために、内輪１１１ａ、１１２ａに向かって潤滑油を噴射するオイルジェット孔１３１を外輪ホルダ１２０に別途設ける必要がある。

そこで、この発明は、タービン軸の振動を減衰させるダンパ機能を向上させ、しかも、タービン軸を支持する転がり軸受の内輪に向かって、潤滑油を噴射するオイルジェット孔を外輪ホルダに別途設ける必要のないターボチャージャを得ようとするものである。

前記の課題を解決するために、この発明は、ターボチャージャの回転軸上に配置される一対の転がり軸受と、該一対の転がり軸受の外輪の外径面を保持する軸受取付け部を備える円筒形の外輪ホルダと、この外輪ホルダに設けられた前記一対の転がり軸受の前記外輪の軸線方向の距離を一定に保持する外輪スペーサ部と、前記外輪ホルダの外面に第１のオイルフィルムダンパを形成する隙間を介して設けられる軸受ハウジングと、前記一対の転がり軸受の内輪間に配置されて内輪間の軸線方向の距離を一定に保持する内輪スペーサとを備えるターボチャージャ用軸受装置において、
前記外輪ホルダの前記軸受取付け部の内面と前記外輪の外面との間に油溝が設けられ、前記油溝に前記外輪ホルダの前記軸受取付け部の外面から潤滑油を供給する給油穴が設けられ、前記給油穴に供給される潤滑油によって第２のオイルフィルムダンパを形成する隙間が、前記外輪ホルダの前記軸受取付け部の内面と前記外輪の外面との間に設けられていることを特徴とする。

前記第２のオイルフィルムダンパを形成する隙間は、前記外輪ホルダの前記軸受取付け部の内面と外輪の外面との間のラジアル隙間を少なくとも含み、さらに、前記外輪ホルダの前記外輪スペーサ部の軸方向の端面と前記外輪の軸線方向の端面との間のアキシャル隙間を含むようにしてもよい。

前記油溝の軸方向幅は、前記軸受取付け部の軸方向幅の３０％〜４０％とすることができる。

また、前記第２のオイルフィルムダンパを形成する前記隙間の間隔は、２０〜４０μｍである。

以上のように、この発明のターボチャージャの軸受装置は、外輪ホルダの外径面と軸受ハウジングの内径面との間に形成されるオイルフィルムダンパ以外に、外輪ホルダの軸受取付け部の内面と外輪の外面との間に第２のオイルフィルムダンパを形成する隙間を設けているので、タービン軸の振動の減衰効果が高い。

また、外輪ホルダの軸受取付け部の内面と外輪の外面との間に第２のオイルフィルムダンパを形成する隙間があり、この隙間から潤滑油が転がり軸受に対して供給されるので、転がり軸受の内輪に向かって潤滑油を噴射するオイルジェット孔を外輪ホルダに別途設ける必要がない。

この発明の一形態に係る軸受装置が組み込まれたターボチャージャの軸線方向の断面図である。 図１に一点鎖線で囲んだ右側の転がり軸受部分の拡大断面図である。 従来の軸受装置が組み込まれたターボチャージャの軸線方向の断面図である。 図３の軸受装置の部分拡大図である。

以下、この発明の実施形態を添付図面に基づいて説明する。

図１は、この発明の第１の実施形態に係る軸受装置１０が組み込まれたターボチャージャ１を示している。

ターボチャージャ１は、内燃機関の排気通路に設けられるタービンロータ２と、内燃機関の吸気通路に設けられるコンプレッサインペラ３と、それらを一体回転可能に連結する回転軸としてのタービン軸４とを備えている。

タービンロータ２とタービン軸４とは同軸上に一体形成されている。タービン軸４は、タービンロータ２側からコンプレッサインペラ３に向かって、大径部４ａ、中間部４ｂ及び小径部４ｃが順次設けられた段付きシャフトである。大径部４ａは、その外径が中間部４ｂよりも大きい。小径部４ｃは、その外径が中間部４ｂよりも小さい。

中間部４ｂはターボチャージャ１の軸受ハウジング５内に挿入され、小径部４ｃは軸受ハウジング５を貫いてコンプレッサハウジング（図示しない）内に挿入されている。軸受ハウジング５は、ハウジング本体５Ａの一端に、リテーナ５Ｂがボルト等の固定手段を用いて結合されている。

中間部４ｂの外周には一対の転がり軸受１１、１２が嵌め合わされている。転がり軸受１１、１２は、内輪１１ａ、１２ａと、外輪１１ｂ、１２ｂと、それらの間に配置される転動体としての多数のボール１１ｃ、１２ｃとを備えた玉軸受である。より具体的には、転がり軸受１１、１２は、径方向荷重と一方向の軸線方向荷重とを負荷するアンギュラコンタクト玉軸受である。転がり軸受１１、１２の内輪１１ａ、１２ａのそれぞれはタービン軸４上に嵌め合わされる。転がり軸受１１はタービンロータ２に向かう方向の軸線方向荷重を負荷し、転がり軸受１２はコンプレッサインペラ３に向かう方向の軸線方向荷重を負荷する向きでそれぞれ取り付けられている。具体的には、転がり軸受１１、１２の内輪１１ａ、１２ａが後述する内輪スペーサ１４に当接するように取り付けられ、外輪１１ｂ、１２ｂは後述する外輪ホルダ２０に対して軸方向及び径方向それぞれに隙間嵌め（ルーズに嵌合）されている。

転がり軸受１１の内輪１１ａ、１２ａの間には内輪スペーサとしてのスリーブ１４が設けられている。転がり軸受１１の内輪１１ａの軸線方向の外面は、タービン軸４の大径部４ａと中間部４ｂとの間に形成された段差部１３に当接している。一方、転がり軸受１２の内輪１２ａの軸線方向の外面は、タービン軸４の小径部４ｃに嵌められたコンプレッサインペラ３の端面部１５に当接している。タービン軸４の小径部４ｃにコンプレッサインペラ３を嵌め込むことにより、内輪１１ａ、スリーブ１４及び内輪１２ａが、タービン軸４の大径部４ａと中間部４ｂとの間の段差部１３及びコンプレッサインペラ３の端面部１５の間に挟み込まれて軸線方向の定位置に拘束される。これにより、タービンロータ２、タービン軸４、内輪１１ａ、スリーブ１４、内輪１２ａ、コンプレッサインペラ３は、タービン軸４の中心線ＣＬの回りに一体回転可能な回転体アッセンブリ６として組み立てられる。

転がり軸受１１、１２のそれぞれの外輪１１ｂ、１２ｂは、保持部材としての外輪ホルダ２０に嵌め合わされている。その外輪ホルダ２０は、軸受ハウジング５のハウジング本体５Ａのホルダ収容部５ａに嵌め合わされている。軸受ハウジング５のリテーナ５Ｂは、ホルダ収容部５ａの開口端部（コンプレッサインペラ３側の端部）に取り付けられ、それにより、外輪ホルダ２０は、タービン軸４の軸線方向に関して、軸受ハウジング５の突起部５ｂとリテーナ５Ｂとの間に保持される。なお、スリーブ１４及び外輪ホルダ２０のそれぞれは転がり軸受１１、１２とは別部品として構成されている。

外輪ホルダ２０は、外輪１１ｂ、１２ｂの外周に配置され、外輪１１ｂ、１２ｂの外径面を保持する軸受取付け部２２と、一対の転がり軸受１１、１２の外輪１１ｂ、１２ｂの軸線方向の距離を一定に保持する外輪スペーサ部２３とを一体化した構成である。外輪ホルダ２０は、円筒形である。なお、ここで、「円筒形」とは、円筒面に凹部または凸部を有する円筒形を含むものとする。

外輪１１ｂ、１２ｂは、外輪ホルダ２０の軸受取付け部２２の軸線方向端面２２ａ、２２ｂよりも軸線方向内側に後退するようにして外輪ホルダ２０に嵌め合わされている。

外輪１１ｂ、１２ｂの軸線方向外側には、外輪１１ｂ、１２ｂをそれらの軸線方向外側から拘束する部材を設けていない。すなわち、外輪１１ｂ、１２ｂは軸線方向外側へは非拘束の状態で外輪ホルダ２０に嵌め合わされている。また、外輪１１ｂ、１２ｂの間には、これらを軸線方向に押し出して予圧を付加するばね等の弾性部材は設けられていない。転がり軸受１１、１２を予圧なしで組み付けることにより、転がり軸受１１、１２の内部における摩擦損失を抑えることができる。

外輪ホルダ２０の外径面には、油溝７が設けられている。また、外輪ホルダ２０の外径面と軸受ハウジング５のハウジング本体５Ａの内径面との間には微小な隙間２５が設けられている。

軸受ハウジング５には、外輪ホルダ２０の外径面の油溝７に対して潤滑油を供給する給油穴４１が形成されている。この給油穴４１を介して隙間２５に潤滑油を供給することにより、隙間２５が潤滑油で満たされて外輪ホルダ２０と軸受ハウジング５との間にオイルフィルムダンパ８が形成される。このオイルフィルムダンパ８を介して外輪１１ｂ、１２ｂが支持されるので、タービン軸４の振動がオイルフィルムダンパ８によって減衰される。

さらに、この発明では、外輪ホルダ２０の軸受取付け部２２の内面と外輪１１ｂ、１２ｂの外面との間に油溝４０を設け、この油溝４０に外輪ホルダ２０の軸受取付け部２２の外径面から潤滑油を供給する給油穴４１を設け、この給油穴４１に供給される潤滑油によってオイルフィルムダンパ４２を形成する隙間を外輪ホルダ２０の軸受取付け部２２の内面と外輪１１ｂ、１２ｂの外面との間に設けている。油溝４０は、外輪１１ｂ，１２ｂの軸線方向に延びている。油溝４０の溝幅（軸受取り付け部２２の内面と外輪１１ｂ、１２ｂの外面との間の寸法）は、給油穴４１の穴径よりも小さい。給油穴４１は、外輪１１ｂ、１２ｂの外径面のうち軸線方向内側の端部と軸方向に重なっている。言い換えると、給油穴４１は、転がり軸受１１、１２と外輪スペーサ部２３との間の隙間と軸方向に重なっている。また、給油穴４１は、油溝４０と連通している。

したがって、この発明では、外輪ホルダ２０の外径面と軸受ハウジング５のハウジング本体５Ａの内径面との間の第１のオイルフィルムダンパ８以外に、外輪ホルダ２０の軸受取付け部２２と外輪１１ｂ、１２ｂの間に第２のオイルフィルムダンパ４２を設けているので、タービン軸４の振動の減衰効果を高めることができる。

前記第２のオイルフィルムダンパ４２を形成する隙間は、図２に示すように、外輪ホルダ２０の軸受取付け部２２の内径面と外輪１１ｂ、１２ｂの外径面との間のラジアル隙間４３以外に、外輪ホルダ２０の外輪スペーサ部２３の軸方向の端面と外輪１１ｂ、１２ｂの軸線方向の端面との間にアキシャル隙間４４を含めることができる。ラジアル隙間４３は、油溝４１の溝幅よりも小さい。

そして、前記アキシャル隙間４４を設けると、当該アキシャル隙間４４から潤滑油が通過し、このアキシャル隙間４４を通過した潤滑油を転がり軸受１１、１２の潤滑と冷却に使用できるので、この発明によると、内輪１１ａ、１２ａに向かって潤滑油を噴射するオイルジェット孔を外輪ホルダ２０に別途設ける必要がなくなる。

前記外輪ホルダ２０の軸受取付け部２２の内面と外輪１１ｂ、１２ｂの外面との間に設ける油溝４０は、研磨ぬすみよりも大きく設定されており、具体的には、油溝４０の軸方向幅は軸受取付け部２２の軸方向幅の３０％〜４０％としている。

また、前記オイルフィルムダンパ４２を形成するラジアル隙間４３とアキシャル隙間４４の間隔は、２０〜４０μｍである。

１ ：ターボチャージャ
２ ：タービンロータ
３ ：コンプレッサインペラ
４ ：タービン軸
４ａ ：大径部
４ｂ ：中間部
４ｃ ：小径部
５ ：軸受ハウジング
５Ａ ：ハウジング本体
５Ｂ ：リテーナ
５ａ ：ホルダ収容部
５ｂ ：突起部
６ ：回転体アッセンブリ
７ ：油溝
８ ：オイルフィルムダンパ
１０ ：軸受装置
１１、１２ ：転がり軸受
１１ａ、１２ａ ：内輪
１１ｂ、１２ｂ ：外輪
１１ｃ、１２ｃ ：ボール
１３ ：段差部
１４ ：スリーブ
１５ ：端面部
２０ ：外輪ホルダ
２２ ：軸受取付け部
２２ａ、２２ｂ ：軸線方向端面
２３ ：外輪スペーサ部
２５ ：隙間
４０ ：油溝
４１ ：給油穴
４２ ：第２のオイルフィルムダンパ
４３ ：ラジアル隙間
４４ ：アキシャル隙間
ＣＬ ：中心線

Claims (5)

1. ターボチャージャの回転軸上に配置される一対の転がり軸受と、該一対の転がり軸受の外輪の外径面を保持する軸受取付け部を備える円筒形の外輪ホルダと、この外輪ホルダに設けられた前記一対の転がり軸受の前記外輪の軸線方向の距離を一定に保持する外輪スペーサ部と、前記外輪ホルダの外面に第１のオイルフィルムダンパを形成する隙間を介して設けられる軸受ハウジングと、前記一対の転がり軸受の内輪間に配置されて内輪間の軸線方向の距離を一定に保持する内輪スペーサとを備えるターボチャージャ用軸受装置において、
   前記外輪ホルダの前記軸受取付け部の内面と前記外輪の外面との間に油溝が設けられ、前記油溝に前記外輪ホルダの前記軸受取付け部の外面から潤滑油を供給する給油穴が設けられ、前記給油穴に供給される潤滑油によって第２のオイルフィルムダンパを形成する隙間が、前記外輪ホルダの前記軸受取付け部の内面と前記外輪の外面との間に設けられていることを特徴とするターボチャージャ用軸受装置。
2. 前記第２のオイルフィルムダンパを形成する隙間が、前記外輪ホルダの前記軸受取付け部の内面と前記外輪の外面との間のラジアル隙間であることを特徴とする請求項１記載のターボチャージャ用軸受装置。
3. 前記第２のオイルフィルムダンパを形成する隙間が、前記外輪ホルダの前記軸受取付け部の内面と前記外輪の外面との間のラジアル隙間と、前記外輪ホルダの前記外輪スペーサ部の軸方向の端面と外輪の軸線方向の端面との間のアキシャル隙間であることを特徴とする請求項１記載のターボチャージャ用軸受装置。
4. 前記油溝の軸方向幅が、前記軸受取付け部の軸方向幅の３０％〜４０％である請求項１〜３のいずれかの項に記載のターボチャージャ用軸受装置。
5. 前記第２のオイルフィルムダンパを形成する前記隙間の間隔が２０〜４０μｍである請求項１〜４のいずれかの項に記載のターボチャージャ用軸受装置。

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