JP5075000B2 - 過給機の軸受装置 - Google Patents

Description

本発明は、内燃機関等に用いられる過給機の軸受装置に関する。

過給機の軸受装置として、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１〜５参照）。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（例えば特許文献６参照）。前者の軸受装置と後者のそれとでは、軸線方向に関する外輪の位置決め構造が異なる。つまり、外輪間の弾性部材にて予圧を与える軸受装置では、外輪（又はこれと一体化された部材）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、後者のように予圧用の弾性部材を利用しない軸受装置では、外輪の位置ずれを阻止すべく外輪を軸線方向外側からも拘束していることが通例である。

特開平４−７２４２４号公報 特開平４−８８２５号公報 実公平６−４０９０８号公報 実開昭６２−３５１９５号公報 特開平８−２８４６７５号公報 特開２００２−３６９４７４号公報

回転軸の高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である。両者の要求を満たすには、上述した特許文献６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保持部材を軸受ハウジングと別に設け、その保持部材と軸受ハウジングとの隙間にオイルフィルムを形成する構成が一案として考えられる。しかしながら、特許文献６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て軸受の耐久性が損なわれるおそれがある。

そこで、本発明は、高速回転に対する適応性に優れ、かつ軸受の耐久性も高い過給機の軸受装置を提供することを目的とする。

本発明の過給機の軸受装置は、過給機の回転軸上に配置される一対の転がり軸受と、前記一対の転がり軸受とは別部品として構成され、該一対の軸受の外輪のそれぞれが嵌め合わされる保持部材と、前記外輪を支持するオイルフィルムダンパが形成されるように前記保持部材と組み合わされる軸受ハウジングと、前記一対の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、前記外輪間に配置されて外輪間の軸線方向の距離を一定に保持する外輪スペーサとを具備し、前記外輪は、前記保持部材の前記軸線方向における両端面よりも軸線方向内側に後退しかつ前記軸線方向外側へは非拘束の状態で前記保持部材に嵌め合わされ、前記保持部材の外周及び軸線方向両端面のそれぞれと前記軸受ハウジングとが前記オイルフィルムを形成するための隙間を介して対向しているものである（請求項１）。

本発明の軸受装置によれば、内輪及び外輪のそれぞれを、内輪スペーサ又は外輪スペーサによって一定の距離に保持しているので、各スペーサの軸線方向の寸法を正確に管理することにより、内輪及び外輪の位置を最適化して転がり軸受の摩擦損失を低減させることができる。軸受の外輪側がオイルフィルムダンパにて支持されているので振動吸収効果も高まる。これにより、高速回転に対する過給機の適応性を向上させることができる。また、外輪が保持部材の軸線方向両端面よりも後退しているので、外輪が軸線方向に変位した場合には保持部材の端面が軸受ハウジングに当接し、軸受ハウジングと外輪とが接触することはない。保持部材と転がり軸受の外輪とは別部品であり、外輪が軸線方向外側へは非拘束の状態で保持部材に嵌め合わされているから、外輪には、内輪から転動体を介して軸線方向の力が入力されるのみであり、これと競合する力が軸受ハウジング側から外輪へと入力されることもない。従って、転がり軸受に無理な軸線方向の力が作用せず、軸受の耐久性を高めることができる。また、本発明の軸受装置によれば、保持部材の半径方向及び軸線方向の両方向に隙間が存在するため、保持部材が半径方向及び軸線方向に円滑に動くことができ、オイルフィルムダンパの振動吸収効果が高まる。

本発明の軸受装置の一形態においては、前記保持部材と前記外輪スペーサとが一体に形成されてもよい（請求項２）。保持部材と外輪スペーサとが一体に形成された構成によれば、保持部材と外輪スペーサとの間にて位置ずれが生じるおそれがない。例えば、保持部材の内周に外輪スペーサを嵌め合わせた場合には、保持部材と外輪スペーサとの位置関係が変化するおそれがある。例えば、外輪に軸線方向の力が頻繁に作用した場合、保持部材と外輪スペーサとの嵌合面間へ異物が侵入した場合、あるいはその嵌合面間にて腐食が発生した場合等に位置ずれが発生するおそれがある。しかし、保持部材と外輪スペーサとを一体に形成すれば、両者の位置関係を不変とし、内輪と外輪との間の位置ずれを防止して軸受の耐久性を高めることができる。

あるいは、前記保持部材と前記外輪スペーサとが互いに別部品として形成され、軸線方向に相対変位不能に組み合わされてもよい（請求項３）。この形態によれば、保持部材と外輪スペーサを別部品とすることにより、保持部材及び外輪スペーサのそれぞれの材質の選択自由度を高めることができる。

本発明の軸受装置の一形態においては、前記過給機がターボチャージャであり、タービンロータ側の転がり軸受と該タービンロータとの間には前記回転軸と一体回転可能なスリンガが配置され、前記スリンガには円筒部と該円筒部から半径方向外周に突出するフィンとが設けられ、前記タービンロータ側における前記保持部材の軸線方向端面と前記軸受ハウジングとの隙間が前記円筒部上に位置していてもよい（請求項４）。この形態によれば、保持部材の軸線方向端面と軸受ハウジングとの隙間から排出される潤滑油をスリンガの円筒部上に落下させ、スリンガを冷却しつつその潤滑油をスリンガのフィンから遠心力で外周に吹き飛ばすことができる。これにより、タービンロータ側の熱による軸受周辺の温度上昇を抑えつつ、タービンロータ側への潤滑油の侵入を防止することができる。

本発明の軸受装置の一形態においては、前記転がり軸受に予圧が付与されないように、前記内輪スペーサ及び前記外輪スペーサのそれぞれの軸線方向の寸法が設定されていてもよい（請求項５）。これにより、転がり軸受の摩擦損失を最小に抑えて過給機の高速回転への適応性を大きく向上させることができる。

以上に説明したように、本発明の過給機の軸受装置では、内輪及び外輪のそれぞれを、内輪スペーサ又は外輪スペーサによって一定の距離に保持しつつ、軸受の外輪側をオイルフィルムダンパにて支持する構成としたので、軸受の摩擦損失を抑えるとともに振動吸収効果を高めて高速回転に対する過給機の適応性を向上させることができる。また、保持部材と外輪とを別部品として、外輪を保持部材の軸線方向両端面よりも後退させ、かつ外輪を軸線方向外側へは非拘束の状態で保持部材に嵌め合わせているので、外輪には、内輪から転動体を介して軸線方向の力が入力されるのみで、転がり軸受に無理な軸線方向の力が作用しない。よって、軸受の耐久性を高めることができる。

図１は本発明の一形態に係る軸受装置１０が組み込まれた過給機１を示している。過給機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とを備えたターボチャージャとして構成されている。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には、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。

中間部４ｂは過給機１のベアリングハウジング（軸受ハウジング）５内に挿入され、小径部４ｃはベアリングハウジング５を貫いてコンプレッサハウジング（不図示）内に挿入される。ベアリングハウジング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た構成を備えている。中間部４ｂの外周には一対のベアリング１１、１２が嵌め合わされている。ベアリング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とを備えたボールベアリングである。より具体的には、ベアリング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ベアリングである。ベアリング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。タービン軸４と内輪１１ａ、１２ａとの間のはめあい公差は中間ばめ領域でよい。ベアリング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、ベアリング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。

ベアリング１１の内輪１１ａと大径部４ａとの間にはスリンガ１３が設けられ、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。小径部４ｃの外周にはカラー１５、１６、コンプレッサインペラ３が順次嵌め合わされている。コンプレッサインペラ３からは小径部４ｃの先端の雄ねじ部４ｄが突出する。その雄ねじ部４ｄにナット１７を装着してこれを締め付けることにより、スリンガ１３、内輪１１ａ、スリーブ１４、内輪１２ａ、カラー１５、１６及びコンプレッサインペラ３が大径部４ａとナット１７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。これにより、タービンロータ２、タービン軸４、スリンガ１３、内輪１１ａ、スリーブ１４、内輪１２ａ、カラー１５、１６、コンプレッサインペラ３及びナット１７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。なお、大径部４ａ及びカラー１６のそれぞれには、タービンハウジング及びコンプレッサハウジングとベアリングハウジングとの間をシールするためのシールリング１８、１９が取り付けられている。

ベアリング１１、１２のそれぞれの外輪１１ｂ、１２ｂはホルダ２０に嵌め合わされている。そのホルダ２０は、ベアリングハウジング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。ベアリングハウジング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、ホルダ２０は、タービン軸４の軸線方向に関して、ベアリングハウジング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及びホルダ２０のそれぞれはベアリング１１、１２とは別部品として構成されている。よって、スリーブ１４及びホルダ２０は、内輪１１ａ、１２ａ及び外輪１１ｂ、１２ｂに使用されるベアリング鋼等と比較して安価な材料で形成することができる。例えば機械構造用の炭素鋼等にてスリーブ１４及びホルダ２０を形成することができる。

図２により詳しく示すように、ホルダ２０は、外輪１１ｂ、１２ｂ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２２と、そのケース部２２の内周側に突出して外輪１１ｂ、１２ｂの間に介在する外輪スペーサとしてのスペーサ部２３とが一体化された構成を備えている。ケース部２２の軸線方向両端面２２ａ、２２ｂは、外輪１１ｂ、１２ｂ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１１ｂ、１２ｂは、ケース部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ホルダ２０に嵌め合わされている。なお、ホルダ２０と外輪１１ｂ、１２ｂとの間のはめあい公差は中間ばめ領域でよい。

スペーサ部２３の両端には外輪１１ｂ、１２ｂが突き当てられている。それにより、外輪１１ｂ、１２ｂが軸線方向に位置決めされて外輪１１ｂ、１２ｂ間の軸線方向の距離が一定に保持される。そして、ベアリング１１、１２、スリーブ１４及びホルダ２０が相互に組み立てられることにより、軸受アッセンブリ７が形成される。スペーサ部２３の軸線方向の寸法Ａと、スリーブ１４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１１ａ、１２ａ及び外輪１１ｂ、１２ｂ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２及びコンプレッサインペラ３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が設けられていない。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。ベアリング１１、１２を予圧なしで組み付けることにより、ベアリング１１、１２の内部における摩擦損失を抑えることができる。

ホルダ２０とベアリングハウジング５との間には微小量の隙間２５が設けられている。隙間２５は、ホルダ２０の外周側に位置する半径方向隙間２５ａと、ホルダ２０の軸線方向両端に位置する軸線方向隙間２５ｂ、２５ｃとを含む。半径方向隙間２５ａはホルダ２０の外周面の全面に亘って存在し、軸線方向隙間２５ｂ、２５ｃはホルダ２０の端面２２ａ、２２ｂ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２０は、ベアリングハウジング５に対して半径方向隙間２５ａ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２５ｂ、２５ｃに相当する量だけ軸線方向に移動可能である。

図３に示すように、ベアリングハウジング５には、その下面５ｃから半径方向隙間２５ａに向かって給油路２６が形成されている。給油路２６を介して半径方向隙間２５ａに潤滑油が供給されることにより、隙間２５が潤滑油で満たされてホルダ２０とベアリングハウジング５との間にオイルフィルムが形成される。そのオイルフィルムと、ホルダ２０及びベアリングハウジング５とによってオイルフィルムダンパ８が構成され、そのオイルフィルムダンパ８により外輪１１ｂ、１２ｂが支持される。このようにオイルフィルムダンパ８を設けることにより、軸受アッセンブリ７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過給機１の適応性を高めることができる。ホルダ２０の半径方向及び軸線方向にそれぞれ隙間２５ａ、２５ｂ、２５ｃが存在するため、ホルダ２０がベアリングハウジング５に対して半径方向及び軸線方向に円滑に動くことができる。このため、オイルフィルムダンパ８による振動吸収効果が高まる。

軸受アッセンブリ７の軸線方向の振れは、ホルダ２０の端面２２ａ、２２ｂがベアリングハウジング５の突起部５ｂ又はリテーナ５Ｂに接することにより制限される。ホルダ２０の両端面２２ａ、２２ｂよりも外輪１１ｂ、１２ｂが軸線方向内側に後退しているため、外輪１１ｂ、１２ｂがベアリングハウジング５に直接突き当たるおそれはない。しかも、ホルダ２０と外輪１１ｂ、１２ｂとは別部品であり、さらに外輪１１ｂ、１２ｂは軸線方向外側へは非拘束の状態でホルダ２０に嵌め合わされている。よって、外輪１１ｂ、１２ｂは内輪１１ａ、１２ａからボール１１ｃ、１２ｃを介して伝わる軸線方向の力のみで変位し、ベアリング１１、１２に不自然な軸線方向の外力が作用しない。これにより、ベアリング１１、１２の耐久性が向上する。すなわち、外輪間に予圧用の弾性部材を配置する従来の軸受装置では外輪を軸線方向外側へは非拘束とすることが予圧付与の前提条件であるのに対して、本形態の軸受装置１０では、外輪１１ｂ、１２ｂ間に予圧用の弾性部材が設けられていないためにそのような前提条件は存在せず、外輪１１ｂ、１２ｂを軸線方向外側からも拘束することが可能である。それにも拘わらず、敢えて外輪１１ｂ、１２ｂを軸線方向外側へは非拘束とした点において、予圧用の弾性部材を省略した従来の軸受装置とは外輪の位置決め構造が異なっている。そして、本形態の軸受装置１０では、オイルフィルムダンパ８による支持構造を採用した結果として、軸受アッセンブリ７の軸線方向への変位が許容され、それとの関係でベアリングハウジング５側から外輪１１ｂ、１２ｂへ軸線方向の力が入力されるおそれが生じるため、そのおそれを排除する目的で外輪１１ｂ、１２ｂを非拘束としているものである。

なお、図１〜図３では隙間２５が誇張して描かれている。隙間２５はオイルフィルムの形成に必要な最小限の寸法で足りる。隙間２５への給油を軸受ハウジング５の下面から上向きで行うようにしたため、隙間２５に流れ込む潤滑油の圧力でホルダ２０を押し上げることができる。これにより、油圧が低下した場合でもオイルフィルムダンパの振動吸収効果を確保し易い。

図２に示すように、スリーブ１４は、その両端部１４ａ、１４ｂの直径が中央部１４ｃのそれよりも小さい形状を有している。両端部１４ａ、１４ｂの直径は内輪１１ａ、１２ａの外径と概略同一である。一方、タービン軸４の中間部４ｂにおけるスリーブ１４との嵌合部分には凹部４ｅが形成されている。凹部４ｅの軸線方向の長さはスリーブ１４の中央部１４ｃのそれよりも小さく、かつ、凹部４ｅの軸線方向の両端はスリーブ１４の中央部１４ｃの軸線方向両端よりも内側に位置している。さらに、凹部４ｅの深さは可能な限り小さく設定される。このような凹部４ｅを設けることにより、ベアリング１１の内輪１１ａをタービン軸４に組み付ける時に、凹部４ｅの部分では内輪１１ａを容易に移動させることが可能となる。よって、内輪１１ａの組み付けを円滑に行える。凹部４ｅに対応してスリーブ１４の中央部１４ｃを大径化し、しかも、その中央部１４ｃの範囲が凹部４ｅよりも軸線方向両側に長く確保されているのでタービン軸４の回りの軸剛性を確保し、過給機１の高速回転への適応性を高めることができる。

ホルダ２０の外周には、２本の環状溝３０がホルダ２０を一周するように設けられている。各環状溝３０には、ベアリング１１、１２側に潤滑油を供給するためのオイルジェット孔３１が設けられている。なお、図２ではベアリング１１側のオイルジェット孔３１のみが図示されているが、ベアリング１２側にも同様のオイルジェット孔３１が設けられている。図４に拡大して示すように、オイルジェット孔３１は、その中心線３１ａが内輪１１ａとスリーブ１４との合わせ面に向かうように設けられている。これにより、オイルフィルムを形成した潤滑油の一部がオイルジェット孔３１から内輪１１ａとスリーブ１４との合わせ面及びその周囲に給油される。従って、ボール１１ｃ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。ベアリング１２側に関しても同様である。また、特にタービンロータ２側のオイルジェット孔３１を上記の通りに形成した場合には、タービンロータ２からタービン軸４を介してベアリング１１及びスリーブ１４に伝達される熱をオイルジェット孔３１からの潤滑油で吸収して過給機１の冷却効率を改善することができる。

図３から明らかなように、スリンガ１３は、円筒部１３ａの一端に円盤状のフィン１３ｂが形成された構成を備えている。円筒部１３ａの直径は内輪１１ａの外径と同等か又はそれよりも小さい。一方、フィン１３ｂの直径は外輪１１ｂの外径よりも僅かに小さい程度である。ホルダ２０の軸線方向端面２２ａとベアリングハウジング５の突起部５ｂとの間の軸線方向隙間２５ｂは、スリンガ１３の円筒部１３ａの外周上に位置している。よって、軸線方向隙間２５ｂから排出された潤滑油は円筒部１３ａに付着し、スリンガ１３を冷却しつつ円筒部１３ａからフィン１３ｂへと伝わり、さらには、遠心力によりフィン１３ｂの外周へ吹き飛ばされる。これにより、タービンハウジング側、あるいは排気通路への潤滑油の侵入を防止することができる。なお、スリンガ１３からベアリングハウジング５の内部に飛ばされた潤滑油はベアリングハウジング５のドレン路２７（図１及び図３）から排出される。また、ベアリング１１、１２に供給された潤滑油はホルダ２０のドレン孔２０ａ（図１及び図２）から排出される。

本発明は上述した形態に限定されることなく、種々の形態にて実施してよい。例えば、ホルダ２０は、ケース部２２とスペーサ部２３とをそれぞれ別部品として製造して、後工程で組み合わせた構成でもよい。この場合、スペーサ部２３は、圧入、焼きばめといった結合方法を利用して、ケース部２２に対して軸線方向に変位不能に組み付けられることが望ましい。本発明の軸受装置は、ターボチャージャの回転軸に限らず、内燃機関の出力軸によって駆動される機械式の過給機の回転軸に対しても適用することができる。転がり軸受はアンギュラコンタクト型のボールベアリングに限らず、内輪と外輪との間に転動体を配置した構成を有する限り、各種の形式の転がり軸受を使用してよい。

本発明の一形態に係る軸受装置が組み込まれた過給機の軸線方向断面図。 図１の過給機の軸受アッセンブリを拡大して示した図。 図１のIII−III線に沿った断面図。 タービンロータ側のベアリングの付近を拡大して示す図。

符号の説明

１ 過給機
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（回転軸）
５ ベアリングハウジング（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 軸受アッセンブリ
８ オイルフィルムダンパ
１０ 軸受装置
１１、１２ ベアリング（転がり軸受）
１１ａ、１２ａ 内輪
１１ｂ、１２ｂ 外輪
１１ｃ、１２ｃ ボール（転動体）
１３ スリンガ
１３ａ 円筒部
１３ｂ フィン
１４ スリーブ（内輪スペーサ）
２０ ホルダ
２２ ケース部（保持部材）
２２ａ、２２ｂ ホルダの軸線方向端面
２３ スペーサ部（外輪スペーサ）
２５ オイルフィルム形成用の隙間
２５ａ 半径方向隙間
２５ｂ、２５ｃ 軸線方向隙間

Claims (5)

1. 過給機の回転軸上に配置される一対の転がり軸受と、前記一対の転がり軸受とは別部品として構成され、該一対の軸受の外輪のそれぞれが嵌め合わされる保持部材と、前記外輪を支持するオイルフィルムダンパが形成されるように前記保持部材と組み合わされる軸受ハウジングと、前記一対の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、前記外輪間に配置されて外輪間の軸線方向の距離を一定に保持する外輪スペーサとを具備し、前記外輪は、前記保持部材の前記軸線方向における両端面よりも軸線方向内側に後退しかつ前記軸線方向外側へは非拘束の状態で前記保持部材に嵌め合わされ、
   前記保持部材の外周及び軸線方向両端面のそれぞれと前記軸受ハウジングとが前記オイルフィルムを形成するための隙間を介して対向している、過給機の軸受装置。
2. 前記保持部材と前記外輪スペーサとが一体に形成されている請求項１に記載の軸受装置。
3. 前記保持部材と前記外輪スペーサとが互いに別部品として形成され、軸線方向に相対変位不能に組み合わされている請求項１に記載の軸受装置。
4. 前記過給機がターボチャージャであり、タービンロータ側の転がり軸受と該タービンロータとの間には前記回転軸と一体回転可能なスリンガが配置され、前記スリンガには円筒部と該円筒部から半径方向外周に突出するフィンとが設けられ、前記タービンロータ側における前記保持部材の軸線方向端面と前記軸受ハウジングとの隙間が前記円筒部上に位置している請求項１〜３のいずれか一項に記載の軸受装置。
5. 前記転がり軸受に予圧が付与されないように、前記内輪スペーサ及び前記外輪スペーサのそれぞれの軸線方向の寸法が設定されている請求項１〜４のいずれか一項に記載の軸受装置。

Images