JP7107371B2 - 軸受構造および過給機 - Google Patents

Description

本開示は、軸受構造および過給機に関する。本出願は２０１８年７月２７日に提出された日本特許出願第２０１８－１４０９５１号に基づく優先権の利益を主張するものであり、その内容は本出願に援用される。

過給機には、例えば、特許文献１に記載のように、転がり軸受が設けられる場合がある。転がり軸受は、タービン側およびコンプレッサ側にそれぞれ設けられる。

特許第６１６８７３９号公報

過給機のうち、タービン側はコンプレッサ側に比べて高温となり易い。そのため、タービン側に設けられた転がり軸受の冷却性能の向上が希求される。

本開示の目的は、タービン側に設けられた転がり軸受の冷却性能を向上することが可能な軸受構造および過給機を提供することである。

上記課題を解決するために、本開示の一態様に係る軸受構造は、タービンインペラが設けられたシャフトと、軸受孔に収容され、シャフトに設けられる内輪、および、外周と一方の側面とに跨る切り欠き部を含むダンパ部が形成される外輪を有する一対の転がり軸受と、タービンインペラ側に設けられた転がり軸受の外輪の側面に対し、タービンインペラ側から対向する対向面であって、少なくとも切り欠き部および外輪の側面に対向する第１給油溝と、当該対向面のうち第１給油溝が形成されていない残りの部位であり、外輪の側面に最も近接する対向部と、を含む、対向面と、を備える。

外輪は、軸受孔が形成されたベアリングハウジングに対して回転自在であってもよい。

第１給油溝は、少なくとも外輪の側面のうち、最も径方向の内側にシャフトの軸方向に対向する位置まで延在してもよい。

軸受孔の内周面に形成され、ダンパ部に対向し、第１給油溝までシャフトの軸方向に延在する第２給油溝を備えてもよい。

軸受孔の内周面において、タービンインペラ側に設けられた転がり軸受に向って開口する第１油路と、軸受孔の内周面において、コンプレッサインペラ側に設けられた転がり軸受に向って開口する第２油路と、軸受孔の内周面のうち、第１油路と第２油路の間に開口する第３油路と、を備えてもよい。

一対の転がり軸受は、アンギュラベアリングであって、正面組み合わせとなっていてもよい。

上記課題を解決するために、本開示の一態様に係る過給機は、上記軸受構造を備える。

本開示によれば、タービン側に設けられた転がり軸受の冷却性能を向上することが可能となる。

図１は、過給機の概略断面図である。 図２は、図１の二点鎖線部分を抽出した図である。 図３は、図２のＩＩＩ－ＩＩＩ線断面図である。 図４は、軸受構造の断面図である。

以下に添付図面を参照しながら、本開示の一実施形態について説明する。実施形態に示す寸法、材料、その他具体的な数値等は、理解を容易とするための例示にすぎず、特に断る場合を除き、本開示を限定するものではない。なお、本明細書および図面において、実質的に同一の機能、構成を有する要素については、同一の符号を付することにより重複説明を省略し、また本開示に直接関係のない要素は図示を省略する。

図１は、過給機ＴＣの概略断面図である。以下では、図１に示す矢印Ｌ方向を過給機ＴＣの左側とする。図１に示す矢印Ｒ方向を過給機ＴＣの右側として説明する。図１に示すように、過給機ＴＣは、過給機本体１を備えて構成される。過給機本体１は、ベアリングハウジング２０を備える。ベアリングハウジング２０の左側には、締結機構２によってタービンハウジング３が連結される。ベアリングハウジング２０の右側には、締結ボルト４によってコンプレッサハウジング５が連結される。

ベアリングハウジング２０の外周面には、突起２１が設けられている。突起２１は、タービンハウジング３側に設けられる。突起２１は、ベアリングハウジング２０の径方向に突出する。タービンハウジング３の外周面には、突起３ａが設けられている。突起３ａは、ベアリングハウジング２０側に設けられる。突起３ａは、タービンハウジング３の径方向に突出する。突起２１、３ａは、締結機構２によってバンド締結される。締結機構２は、例えば、突起２１、３ａを挟持するＧカップリングで構成される。

ベアリングハウジング２０には、軸受孔２２が形成されている。軸受孔２２は、過給機ＴＣの左右方向に貫通する。軸受孔２２に一対の転がり軸受６が設けられる。転がり軸受６によって、シャフト７が回転自在に軸支される。シャフト７の左端部にはタービンインペラ８が設けられている。タービンインペラ８は、タービンハウジング３に回転自在に収容されている。シャフト７の右端部にはコンプレッサインペラ９が設けられている。コンプレッサインペラ９は、コンプレッサハウジング５に回転自在に収容されている。

コンプレッサハウジング５には、吸気口１０が形成されている。吸気口１０は、過給機ＴＣの右側に開口する。吸気口１０は、不図示のエアクリーナに接続される。締結ボルト４によってベアリングハウジング２０とコンプレッサハウジング５が連結された状態では、ディフューザ流路１１が形成される。ディフューザ流路１１は、空気を昇圧する。ディフューザ流路１１は、シャフト７の径方向（以下、単に径方向という）の内側から外側に向けて環状に形成される。ディフューザ流路１１は、径方向の内側において、コンプレッサインペラ９を介して吸気口１０に連通している。

コンプレッサハウジング５の内部には、コンプレッサスクロール流路１２が形成される。コンプレッサスクロール流路１２は環状である。コンプレッサスクロール流路１２は、コンプレッサインペラ９よりも径方向の外側に位置する。コンプレッサスクロール流路１２は、不図示のエンジンの吸気口と連通する。コンプレッサスクロール流路１２は、ディフューザ流路１１にも連通している。コンプレッサインペラ９が回転すると、吸気口１０からコンプレッサハウジング５内に空気が吸気される。吸気された空気は、コンプレッサインペラ９の翼間を流通する過程において、遠心力の作用により増速される。増速された空気は、ディフューザ流路１１およびコンプレッサスクロール流路１２で昇圧される。昇圧された空気は、不図示の吐出口から流出し、エンジンの吸気口に導かれる。

タービンハウジング３には、吐出口１３が形成されている。吐出口１３は、過給機ＴＣの左側に開口する。吐出口１３は、不図示の排気ガス浄化装置に接続される。タービンハウジング３には、流路１４と、タービンスクロール流路１５とが設けられている。タービンスクロール流路１５は環状である。タービンスクロール流路１５は、タービンインペラ８よりも径方向の外側に位置する。流路１４は、タービンインペラ８とタービンスクロール流路１５との間に位置する。

タービンスクロール流路１５は、不図示のガス流入口と連通する。ガス流入口には、不図示のエンジンの排気マニホールドから排出される排気ガスが導かれる。タービンスクロール流路１５は、流路１４にも連通している。ガス流入口からタービンスクロール流路１５に導かれた排気ガスは、流路１４およびタービンインペラ８の翼間を介して吐出口１３に導かれる。吐出口１３に導かれる排気ガスは、その流通過程においてタービンインペラ８を回転させる。

タービンインペラ８の回転力は、シャフト７を介してコンプレッサインペラ９に伝達される。コンプレッサインペラ９が回転すると、上記のとおりに空気が昇圧される。こうして、空気がエンジンの吸気口に導かれる。

図２は、図１の二点鎖線部分を抽出した図である。図２に示すように、過給機ＴＣは、軸受構造Ｓを有している。軸受構造Ｓにおいて、ベアリングハウジング２０には、分岐元油路２３が形成される。分岐元油路２３は、シャフト７の軸方向（回転軸方向。以下、単に軸方向という。）に延在する。分岐元油路２３は、軸受孔２２と大凡平行に延在する。分岐元油路２３は、軸受孔２２よりも鉛直上側に位置する。

軸受孔２２および分岐元油路２３は、ベアリングハウジング２０の開口面２４に開口する。開口面２４は、例えば、軸方向に垂直に延在する。開口面２４には、シールプレート４０が取り付けられる。シールプレート４０は大凡環状である。シールプレート４０は、分岐元油路２３の開口を閉塞する。シールプレート４０の内径は、軸受孔２２の内径よりも小さい。シールプレート４０のうち、径方向の内側の一部は、軸受孔２２より径方向の内側に突出する。

分岐元油路２３には、貫通孔２５が開口する。貫通孔２５は、ベアリングハウジング２０に形成される。貫通孔２５は、ベアリングハウジング２０の外部から分岐元油路２３まで延在する。不図示のオイルポンプから送出されたオイルは、貫通孔２５から分岐元油路２３に供給される。

ベアリングハウジング２０には、第１油路２６、第２油路２７、第３油路２８が形成される。第１油路２６、第２油路２７、第３油路２８は、分岐元油路２３に開口する。第１油路２６、第２油路２７、第３油路２８は、軸受孔２２の内周面にも開口する。第１油路２６、第２油路２７、第３油路２８は、分岐元油路２３と軸受孔２２を連通する。

第１油路２６は、第２油路２７より、図２中、左側（タービンインペラ８側、後述するタービン側軸受５０側）に設けられる。第３油路２８は、第１油路２６と第２油路２７との間に設けられる。第３油路２８は、軸受孔２２の内周面のうち、第１油路２６と第２油路２７との間に開口する。

ベアリングハウジング２０の下壁部２９には、排油孔２９ａが形成される。下壁部２９は、軸受孔２２に対して、図２中、下側（鉛直下側）に位置する。下壁部２９は、軸受孔２２の（内周面の）一部を形成する。排油孔２９ａは、下壁部２９を、軸方向に垂直な方向に貫通する。排油孔２９ａは、軸受孔２２の内周面に開口する。排油孔２９ａの軸方向の位置は、例えば、第１油路２６と第２油路２７との間（一対の転がり軸受６の間）である。

ベアリングハウジング２０には、側壁部３０が形成される。側壁部３０は、軸受孔２２の内周面から径方向の内側に突出する。側壁部３０は環状である。側壁部３０のうち、図２中、右側（コンプレッサインペラ９側）の端面３１（対向面）は、例えば、径方向に延在する。側壁部３０は、ベアリングハウジング２０に一体成形される。ただし、側壁部３０は、ベアリングハウジング２０と別部材であって、ベアリングハウジング２０に取り付けられてもよい。

また、軸受孔２２には、シャフト７が挿通される。シャフト７は、大径部７ａ、中径部７ｂ、小径部７ｃを有する。中径部７ｂの外径は、大径部７ａの外径よりも小さい。中径部７ｂは、大径部７ａに対して、図２中、右側（コンプレッサインペラ９側）に位置する。小径部７ｃの外径は、中径部７ｂの外径よりも小さい。小径部７ｃは、中径部７ｂに対して、コンプレッサインペラ９側に位置する。中径部７ｂの軸方向の位置は、側壁部３０とシールプレート４０との間である。

シャフト７には、第１段差面７ｄ、第２段差面７ｅが形成される。第１段差面７ｄは、大径部７ａの外周面から中径部７ｂの外周面まで径方向に延在する。第２段差面７ｅは、中径部７ｂの外周面から小径部７ｃの外周面まで径方向に延在する。大径部７ａの外周面のうち、中径部７ｂ側にはテーパ面７ａ_１が形成される。テーパ面７ａ_１の外径は、中径部７ｂに向うほど小さくなる。テーパ面７ａ_１の外径が最も小さい部分が第１段差面７ｄに連続する。

軸受孔２２には、転がり軸受６が配される。転がり軸受６は、軸受孔２２に２つ設けられている。２つの転がり軸受６は、軸方向に離隔している。以下、２つの転がり軸受６を区別するとき、図２中、左側（タービンインペラ８側）の転がり軸受６は、タービン側軸受５０と称される。図２中、右側（コンプレッサインペラ９側）の転がり軸受６は、コンプレッサ側軸受６０と称される。

タービン側軸受５０は、内輪５１と、外輪５２と、転動体５３と、保持器５４とを備える。内輪５１は、シャフト７の中径部７ｂの外周面に取り付けられる。内輪５１は、シャフト７と一体回転する。外輪５２は、内輪５１に対して径方向の外側に設けられる。外輪５２は、軸受孔２２の内周面と対向する。外輪５２と内輪５１の間には、複数の転動体５３が配される。保持器５４は、複数の転動体５３を保持する。

同様に、コンプレッサ側軸受６０は、内輪６１と、外輪６２と、転動体６３と、保持器６４とを備える。内輪６１は、シャフト７の中径部７ｂの外周面に取り付けられる。内輪６１は、シャフト７と一体回転する。外輪６２は、内輪６１に対して径方向の外側に設けられる。外輪６２は、軸受孔２２の内周面と対向する。外輪６２と内輪６１の間には、複数の転動体６３が配される。保持器６４は、複数の転動体６３を保持する。

転がり軸受６は、例えば、アンギュラベアリングである。図２中、破線で示す結線は、転がり軸受６の外輪５２、６２が転動体５３、６３と最も接近する（または当接する）位置と、内輪５１、６１が転動体５３、６３と最も接近する（または当接する）位置とを結ぶ。結線は、転がり軸受６の接触角を示す。結線は、シャフト７の軸方向に垂直な面に対して傾斜している。タービン側軸受５０の結線は、径方向の外側ほど、コンプレッサ側軸受６０から離れる方向に傾斜している。コンプレッサ側軸受６０の結線は、径方向の外側ほど、タービン側軸受５０から離れる方向に傾斜している。

タービン側軸受５０の内輪５１のうち、大径部７ａ側の外側面５１ａの肉厚は、コンプレッサ側軸受６０側の内側面５１ｂの肉厚よりも小さい。コンプレッサ側軸受６０の内輪６１のうち、シールプレート４０側の外側面６１ａの肉厚は、タービン側軸受５０側の内側面６１ｂの肉厚よりも小さい。ただし、外側面５１ａ、６１ａの肉厚は、内側面５１ｂ、６１ｂの肉厚よりも大きくてもよいし、内側面５１ｂ、６１ｂの肉厚と等しくてもよい。

タービン側軸受５０の外輪５２のうち、側壁部３０側の外側面５２ａ（側面）の肉厚は、コンプレッサ側軸受６０側の内側面５２ｂの肉厚と大凡等しい。外輪６２のうち、シールプレート４０側の外側面６２ａの肉厚は、タービン側軸受５０側の内側面６２ｂの肉厚と大凡等しい。ただし、外側面５２ａ、６２ａの肉厚は、内側面５２ｂ、６２ｂの肉厚より大きくてもよいし、小さくてもよい。

タービン側軸受５０の内輪５１（外側面５１ａ）は、第１段差面７ｄに当接する。内輪５１は、第１段差面７ｄに対し、図２中、右側（コンプレッサインペラ９側）から当接する。第１段差面７ｄの外径は、内輪５１の外側面５１ａの外径と大凡等しい。ただし、第１段差面７ｄの外径は、外側面５１ａの外径より大きくてもよいし、小さくてもよい。

タービン側軸受５０の外輪５２（外側面５２ａ）は、側壁部３０の端面３１に対し、軸方向に対向する。端面３１は、外輪５２の外側面５２ａに対し、図２中、左側（タービンインペラ８側）から対向する。

内輪５１および内輪６１の間には、スペーサ７０が設けられる。スペーサ７０は環状である。スペーサ７０には、シャフト７が挿通される。スペーサ７０は、内輪５１の内側面５１ｂ、および、内輪６１の内側面６１ｂに軸方向に対向する。スペーサ７０の外径は、内輪５１、６１の内側面５１ｂ、６１ｂの外径と大凡等しい。ただし、スペーサ７０の外径は、内輪５１、６１の内側面５１ｂ、６１ｂの外径より大きくてもよいし、小さくてもよい。また、スペーサ７０の代わりにスプリング、および、スプリング受けが設けられてもよい。

シャフト７の小径部７ｃには、油切り部材８０が取り付けられる。油切り部材８０は、コンプレッサ側軸受６０を潤滑した後のオイルを径方向の外側に飛散させる。油切り部材８０の挿通部８１は、シールプレート４０に挿通される。シールプレート４０は、挿通部８１に対して径方向の外側に位置する。シールプレート４０は、外輪６２（外側面６２ａ）に対して軸方向に対向する。

挿通部８１の外径は、コンプレッサ側軸受６０の内輪６１における外側面６１ａの外径よりも大きい。ただし、挿通部８１の外径は、少なくとも外側面６１ａの内径よりも大きければよい。挿通部８１は、外側面６１ａに当接する。内輪６１は、挿通部８１に対し、図２中、左側（タービンインペラ８側）から当接する。

タービン側軸受５０（内輪５１）、スペーサ７０、コンプレッサ側軸受６０（内輪６１）、油切り部材８０、コンプレッサインペラ９は、シャフト７のコンプレッサインペラ９側の端部から、タービン側軸受５０、スペーサ７０、コンプレッサ側軸受６０、油切り部材８０、コンプレッサインペラ９の順にシャフト７に取り付けられる。シャフト７のコンプレッサインペラ９側の端部に締結ボルトが締結される。これらの部材に、軸方向に圧縮応力（軸力）が作用する。タービン側軸受５０、スペーサ７０、コンプレッサ側軸受６０、油切り部材８０、コンプレッサインペラ９は、シャフト７と一体回転する。

タービン側軸受５０の外輪５２の外周面５２ｃには、ダンパ部５５が設けられる。ダンパ部５５は、環状溝５５ａ、内側平行面５５ｂ、外側平行面５５ｃ、切り欠き部５５ｄを有する。環状溝５５ａ、内側平行面５５ｂ、外側平行面５５ｃ、切り欠き部５５ｄは、環状である。環状溝５５ａによって外周面５２ｃが、軸方向に分割される。環状溝５５ａよりもコンプレッサ側軸受６０側の面が内側平行面５５ｂである。環状溝５５ａよりも側壁部３０側の面が外側平行面５５ｃである。切り欠き部５５ｄは、外側平行面５５ｃの側壁部３０側に形成される。切り欠き部５５ｄの分、外側平行面５５ｃは、内側平行面５５ｂよりも軸方向に短い。

第１油路２６は、軸受孔２２の内周面において、タービン側軸受５０に向って開口する。第１油路２６は、環状溝５５ａの径方向の外側に対向する。第１油路２６から環状溝５５ａにオイルが供給される。オイルは、環状溝５５ａの全周に行き渡る。オイルは、環状溝５５ａから、内側平行面５５ｂ側、および、外側平行面５５ｃ側に流れる。オイルは、長さの短い外側平行面５５ｃ側に流れ易い。そのため、側壁部３０側の冷却効果が向上する。内側平行面５５ｂ、外側平行面５５ｃと、軸受孔２２の内周面との間のオイルにより、シャフト７の振動が抑制される。

ここでは、タービン側軸受５０について詳述したが、コンプレッサ側軸受６０についても同様である。外輪６２の外周面６２ｃには、ダンパ部６５が設けられる。ダンパ部６５は、環状溝６５ａ、内側平行面６５ｂ、外側平行面６５ｃ、切り欠き部６５ｄを有する。第２油路２７は、軸受孔２２の内周面において、コンプレッサ側軸受６０に向かって開口する。第２油路２７は、環状溝６５ａの径方向の外側に対向する。内側平行面６５ｂ、外側平行面６５ｃと、軸受孔２２の内周面との間のオイルにより、シャフト７の振動が抑制される。

このように、外輪５２、６２にダンパ部５５、６５が形成される。そのため、タービン側軸受５０、コンプレッサ側軸受６０を保持してダンパ部として機能する支持部材が不要となる。支持部材に対し、外輪５２、６２は軽量であるため、ダンパ機能が向上する。

ここで示したダンパ部５５、６５の形状は一例に過ぎない。外輪５２、６２と軸受孔２２との間のオイルにより振動が抑制されれば、ダンパ部５５、６５は、どのような形状であってもよい。外輪５２、６２の外周面５２ｃ、６２ｃをダンパ部５５、６５として機能させるため、軸受孔２２側に加工が施されていてもよい。

内側平行面５５ｂ、６５ｂ、外側平行面５５ｃ、６５ｃ、の軸方向の長さを変更することで、外輪５２、６２全体の形状を変えることなく、シャフト７の振動の抑制効果を変更できる。そのため、ダンパ部５５、６５の設計が容易となる。ダンパ部５５、６５を通過したオイルの一部は、タービン側軸受５０、コンプレッサ側軸受６０の転動体５３、６３に供給された後、排油孔２９ａから排出される。

転がり軸受６は、アンギュラベアリングであるため、シャフト７のスラスト荷重を受ける。シャフト７に対し、図２中、左側にスラスト荷重が作用すると、タービン側軸受５０の外輪５２が側壁部３０を押圧する。シャフト７に対し、図２中、右側にスラスト荷重が作用すると、コンプレッサ側軸受６０の外輪６２がシールプレート４０を押圧する。スラスト荷重によるシャフト７の移動は、側壁部３０、シールプレート４０によって止められる。

外輪５２、６２に対して回転止めは設けられていない。外輪５２、６２は、側壁部３０、シールプレート４０を押圧していないとき、ベアリングハウジング２０（軸受孔２２）に対して、シャフト７の周方向に相対回転可能（回転自在）である。シャフト７が回転すると、内輪５１、６１は、シャフト７と一体回転する。転動体５３、６３は、内輪５１、６１の回転に伴って回転する。転動体５３、６３は、内輪５１、６１の周方向に移動する。外輪５２、６２は、転動体５３、６３の回転および移動に伴って、あるいは、オイルの流れに伴って、シャフト７の周方向に回転する。外輪５２の回転速度は、内輪５１の回転速度よりも遅い。外輪５２、６２を相対回転可能に配設することで、振動抑制効果が向上する。

一対の転がり軸受６は、正面組合せである。そのため、外輪５２と外輪６２との間にスペーサ（外輪間座）が不要である。外輪５２、６２には与圧がかけられない。そのため、外輪５２、６２が回転し易い。その結果、ダンパ部５５、６５の振動抑制効果が向上する。

軸受構造Ｓのうち、図２中、左側（タービンインペラ８側、タービン側軸受５０側）は、右側（コンプレッサインペラ９側、コンプレッサ側軸受６０側）に対して高温になり易い。そこで、第３油路２８が設けられる。第３油路２８の延長上には、シャフト７、シャフト７と一体回転するスペーサ７０、内輪５１が位置する。

シャフト７、シャフト７と一体回転するスペーサ７０、内輪５１を介して、軸受構造Ｓのうち、高温になり易い部位が効率的に冷却される。特に、転がり軸受６では、潤滑に要するオイル量が少なく、タービン側軸受５０に多量のオイルを供給すると、単に機械損失となってしまう。第３油路２８を設けることで、タービン側軸受５０へのオイル供給量を増やし過ぎることなく、高温部の冷却効果を向上することができる。また、転がり軸受６に供給されたオイルは昇温されてしまう。第３油路２８を設けることで、分岐元油路２３の低温のオイルによって、高温部を効率的に冷却できる。

仮に、外輪５２と外輪６２との間にスペーサが設けられる場合、第３油路２８にスペーサが対向する。第３油路２８から高温部にオイルを供給するには、スペーサが邪魔になってしまう。一対の転がり軸受６が正面組み合わせであることから、スペーサが不要となる。その結果、第３油路２８から高温部に、オイルを容易に供給することが可能となる。

図３は、図２のＩＩＩ－ＩＩＩ線断面図である。図３では、ベアリングハウジング２０のみを示す。図３中、後述する第１給油溝３１ａを目の粗いクロスハッチングで示し、第２給油溝２２ａを目の細かいクロスハッチングで示す。図３に示すように、第１油路２６は、軸方向から見たとき、大凡三日月形状となっている。第１油路２６は、軸受孔２２の内周面から径方向の外側に延在する。第１油路２６の内周面の曲率半径は、軸受孔２２の内径よりも小さい。

ベアリングハウジング２０の側壁部３０のうち、タービン側軸受５０側（図３中、紙面手前側）の端面３１には、第１給油溝３１ａが形成される。第１給油溝３１ａは、例えば、径方向に延在する。第１給油溝３１ａは、軸受孔２２の中心から分岐元油路２３の中心まで繋いだ結線に対して、所定角度α分だけ回転した位置に形成される。シャフト７の回転方向が、図３中、時計回り方向である場合、第１給油溝３１ａは、結線に対してシャフト７の回転方向の前方側に位置する。また、シャフト７の回転方向が、図３中、反時計回り方向である場合、第１給油溝３１ａは、結線に対してシャフト７の回転方向の後方側に位置する。図３における上下方向が鉛直方向とすると、第１給油溝３１ａは、軸受孔２２の中心を通る鉛直面に対して、シャフト７の周方向に所定角度α分だけ回転した位置に形成される。

後述する第２給油溝２２ａの位相は、第１給油溝３１ａの位相に合わせて形成される。上記結線に対して第１給油溝３１ａの位相をずらすことで、第２給油溝２２ａと分岐元油路２３との間の壁部の肉厚が十分確保される。ただし、この壁部の強度が不足しなければ、第１給油溝３１ａおよび第２給油溝２２ａは、上記の鉛直面を中心として形成されてもよい。また、上記の第１油路２６は、環状に形成されてもよい。この場合、第１給油溝３１ａ、第２給油溝２２ａは、シャフト７の周方向のいずれの位置に形成されてもよい。

第１給油溝３１ａは、例えば、直径が側壁部３０の内径よりも小さい工具により、軸受孔２２の中心側から切削加工されることで形成される。ただし、他の手段で第１給油溝３１ａが形成されてもよい。

側壁部３０の端面３１には、対向部３１ｂが形成される。対向部３１ｂは、第１給油溝３１ａに対してシャフト７の周方向に連続する。対向部３１ｂは、例えば、端面３１のうち、第１給油溝３１ａが形成されていない残りの部位である。端面３１のうち、外側面５２ａに軸方向に対向する部位には、第１給油溝３１ａが形成されていない部分がある。対向部３１ｂは、端面３１において、外輪５２の外側面５２ａに最も近接する。

上記のように、スラスト荷重によって、外輪５２は、端面３１を押圧する。対向部３１ｂが形成されていないと、外輪５２は、第１給油溝３１ａの底面に当接してしまう。その結果、第１給油溝３１ａが外輪５２で閉塞されてしまう。対向部３１ｂを設けることで、対向部３１ｂによって外輪５２の軸方向の位置決めがなされる。

対向部３１ｂは、シャフト７の周方向に、全周の大凡１／８程度（半分以下、１／４以下）に亘って延在する。そのため、端面３１に外輪５２が押し当てられても、外輪５２が傾斜し難い。

図４は、軸受構造Ｓの断面図である。図４では、軸受構造Ｓのうち、図３のＩＶ－ＩＶ線の位置の断面を示す。すなわち、図４中、シャフト７の中心軸よりも上側は、図３に示すように、所定角度α分だけ、シャフト７の周方向の位相をずらした断面となっている。

図４に示すように、第１給油溝３１ａは、少なくともダンパ部５５および外輪５２の外側面５２ａに対向する。ここでは、第１給油溝３１ａは、最も径方向の外側の部位が、軸受孔２２の内周面に連続する。第１給油溝３１ａの最も径方向の外側の部位は、外輪５２のダンパ部５５と面一、あるいは、ダンパ部５５よりも径方向の外側に位置する。第１給油溝３１ａは、少なくとも外輪５２の外側面５２ａのうち、最も径方向の内側の部位に軸方向に対向する位置まで延在する。第１給油溝３１ａは、外輪５２よりも径方向の内側まで延在する。第１給油溝３１ａは、端面３１のうち、最も径方向の内側の端部まで延在する。ただし、外側面５２ａに対して、第１給油溝３１ａの一部が軸方向に対向すればよい。

第１給油溝３１ａを設けることで、ダンパ部５５から外側面５２ａ側に流れるオイルの油量が増加する。高温部の冷却効果が向上する。オイルは、第１給油溝３１ａの深さ分だけ、軸方向にタービンインペラ８側を流れる。そのため、冷却効果が向上する。

軸受孔２２の内周面には、第２給油溝２２ａが形成される。第２給油溝２２ａは、ダンパ部５５のうち、外側平行面５５ｃおよび切り欠き部５５ｄに対向する。第２給油溝２２ａは、外側平行面５５ｃの径方向の外側に位置する。第２給油溝２２ａは、第１油路２６から第１給油溝３１ａまで軸方向に延在する。ただし、第２給油溝２２ａは、少なくとも第１給油溝３１ａまで延在すればよく、第１油路２６から軸方向に離隔していてもよい。

第２給油溝２２ａを設けることで、ダンパ部５５から外側面５２ａ側に流れるオイルの油量が増加する。高温部の冷却効果が向上する。また、外輪５２が回転することで、オイルが軸受孔２２の内周面全体に行きわたり易い。そのため、軸受孔２２の内周面全体が冷却される。

以上、添付図面を参照しながら本開示の一実施形態について説明したが、本開示はかかる実施形態に限定されないことは言うまでもない。当業者であれば、請求の範囲に記載された範疇において、各種の変更例または修正例に想到し得ることは明らかであり、それらについても当然に本開示の技術的範囲に属するものと了解される。

上述した実施形態では、転がり軸受６は、軸受孔２２に、軸方向に離隔して２つ設けられる場合について説明した。ただし、転がり軸受６は３つ以上配されてもよい。

上述した実施形態では、タービン側軸受５０側にのみ第１給油溝３１ａ、第２給油溝２２ａが形成される場合について説明した。ただし、コンプレッサ側軸受６０側にも、同様の第１給油溝３１ａ、第２給油溝２２ａが形成されてもよい。

上述した実施形態では、外輪５２、６２は、軸受孔２２が形成されたベアリングハウジング２０に対して回転自在である場合について説明した。ただし、外輪５２、６２は、ダンパ部５５、６５を有していれば、回転方向の移動が規制されてもよい。

上述した実施形態では、側壁部３０の端面３１に対向部３１ｂが形成される場合について説明した。ただし、対向部３１ｂは必須の構成ではない。

上述した実施形態では、軸受孔２２の内周面に第２給油溝２２ａが形成される場合について説明した。ただし、第２給油溝２２ａは必須の構成ではない。

上述した実施形態では、ベアリングハウジング２０に、第１油路２６、第２油路２７に加えて、第３油路２８が形成される場合について説明した。ただし、第３油路２８は必須の構成ではない。

上述した実施形態では、一対の転がり軸受６は、アンギュラベアリングであって、正面組み合わせとなっている場合について説明した。ただし、転がり軸受６は、アンギュラベアリング以外の転がり軸受（例えば、深溝玉軸受、自動調心玉軸受）であってもよい。また、一対の転がり軸受６は、背面組み合わせであってもよい。

本開示は、軸受構造および過給機に利用することができる。

６：転がり軸受 ７：シャフト ８：タービンインペラ ９：コンプレッサインペラ ２０：ベアリングハウジング ２２：軸受孔 ２２ａ：第２給油溝 ２６：第１油路 ２７：第２油路 ２８：第３油路 ３１：端面（対向面） ３１ａ：第１給油溝 ３１ｂ：対向部 ５０：タービン側軸受（転がり軸受） ５１：内輪 ５２：外輪 ５２ａ：外側面（側面） ５５：ダンパ部 ６０：コンプレッサ側軸受（転がり軸受） ６１：内輪 ６２：外輪 ６５：ダンパ部 Ｓ：軸受構造 ＴＣ：過給機

Claims (7)

1. タービンインペラが設けられたシャフトと、
   軸受孔に収容され、前記シャフトに設けられる内輪、および、外周と一方の側面とに跨る切り欠き部を含むダンパ部が形成される外輪を有する一対の転がり軸受と、
   前記タービンインペラ側に設けられた前記転がり軸受の外輪の前記側面に対し、前記タービンインペラ側から対向する対向面であって、少なくとも前記切り欠き部および前記外輪の前記側面に対向する第１給油溝と、当該対向面のうち前記第１給油溝が形成されていない残りの部位であり、前記外輪の前記側面に最も近接する対向部と、を含む、対向面と、
   を備える軸受構造。
2. 前記外輪は、前記軸受孔が形成されたベアリングハウジングに対して回転自在である請求項１に記載の軸受構造。
3. 前記第１給油溝は、少なくとも前記外輪の側面のうち、最も径方向の内側に前記シャフトの軸方向に対向する位置まで延在する、請求項１または２に記載の軸受構造。
4. 前記軸受孔の内周面に形成され、前記ダンパ部に対向し、前記第１給油溝まで前記シャフトの軸方向に延在する第２給油溝
   を備える請求項１から３のいずれか１項に記載の軸受構造。
5. 前記軸受孔の内周面において、前記タービンインペラ側に設けられた前記転がり軸受に向って開口する第１油路と、
   前記軸受孔の内周面において、コンプレッサインペラ側に設けられた前記転がり軸受に向って開口する第２油路と、
   前記軸受孔の内周面のうち、前記第１油路と前記第２油路の間に開口する第３油路と、
   を備える請求項１から４のいずれか１項に記載の軸受構造。
6. 前記一対の転がり軸受は、アンギュラベアリングであって、正面組み合わせとなっている請求項５に記載の軸受構造。
7. 請求項１から６のいずれか１項に記載の前記軸受構造を備える過給機。

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