WO2007122798A1 - すべり軸受 - Google Patents

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WO2007122798A1
WO2007122798A1 PCT/JP2007/000309 JP2007000309W WO2007122798A1 WO 2007122798 A1 WO2007122798 A1 WO 2007122798A1 JP 2007000309 W JP2007000309 W JP 2007000309W WO 2007122798 A1 WO2007122798 A1 WO 2007122798A1
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WO
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width
groove
sliding surface
bearing
grooves
Prior art date
Application number
PCT/JP2007/000309
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French (fr)
Inventor
Kazuo Maruyama
Takeshi Yanase
Kunio Maki
Jun-Ichi Kobayashi
Original Assignee
Hitachi Powdered Metals Co., Ltd.
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Publication date
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Priority to CN2007800118942A priority patent/CN101415963B/zh
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    • F16C17/00—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement
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    • F16C17/026—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement for radial load only with helical grooves in the bearing surface to generate hydrodynamic pressure, e.g. herringbone grooves
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    • F16C33/06—Sliding surface mainly made of metal
    • F16C33/12—Structural composition; Use of special materials or surface treatments, e.g. for rust-proofing

Definitions

  • the present invention has a relatively large size and a high surface pressure acting on the inner peripheral surface, which is a bearing surface, like a bearing of a construction machine, and the shaft slides relative to the bearing at a relatively low speed.
  • the present invention relates to a plain bearing that is preferably used as a bearing having a rocking motion. Background art
  • a joint portion of an arm provided in a construction machine such as a hydraulic excavator is configured such that a shaft inserted into a bearing repeatedly and repeatedly swings within a certain rotation angle range. Since this type of bearing receives a high surface pressure of OMPa or higher, a plain bearing using a material with excellent wear resistance is used as this type of bearing. Lubricating oil, grease, wax, etc. with high viscosity are used on the sliding surface. It is used by interposing. In such a plain bearing, even if it receives a high surface pressure, the metal contact is suppressed and it is difficult to wear, and the lubrication oil is sufficiently supplied to the sliding surface in order to exert a smooth bearing action. Is required.
  • Patent Document 2 is applied.
  • a plurality of inclined grooves extending in the direction intersecting the circumferential direction are formed on the inner peripheral surface of the bearing for the purpose of extending the life of the bearing.
  • a sliding bearing (Patent Document 2) is also applied in which the lubricating oil stored in the inclined groove is supplied to the sliding surface as the shaft rotates.
  • Patent Document 1 Japanese Patent Application Laid-Open No. 2 023 _ 2 2 2 1 3 3
  • Patent Document 2 JP 2 0 0 6 _ 0 0 9 8 4 6
  • the inclined groove of the bearing described in Patent Document 2 described above is the moisture stored in the inclined groove.
  • Lubricating oil is drawn out by the suction action generated by the rotating shaft, flows to the sliding surface of the mountain adjacent to the rotational direction of the shaft, and lubricates the sliding surface. Therefore, it is said that the amount of lubricant stored will increase and supply will be sufficient.
  • the lubricating oil may not be sufficiently supplied to the sliding surface, and the wear of the bearing may progress.
  • the present inventors investigated the cause the amount of lubricating oil supplied from the inclined groove to the sliding surface of the adjacent peak portion was not sufficient to lubricate the entire sliding surface. It was found that there was a part where the amount of lubricating oil was insufficient on the sliding surface, and the wear of the bearing progressed due to metal contact at that part.
  • the lubricating oil stored in the plurality of grooves extending in the direction intersecting the circumferential direction is sufficiently supplied to the entire sliding surface of the mountain portion adjacent to the groove as the shaft rotates.
  • a shaft inserted into a shaft hole is rotatably supported, and a plurality of linear inclined grooves extending in a direction crossing the circumferential direction are provided on an inner peripheral surface on which the shaft slides.
  • the inclination angle of the inclined grooves is in the range of 10 to 60 ° with respect to the direction orthogonal to the circumferential direction.
  • the circumferential groove width B is 0.5 to 5 mm
  • the circumferential width A of the sliding surface which is the surface of the crest between adjacent grooves, is 1 to 7 mm
  • the ratio AZB between the width A of the sliding surface and the groove width B is 0.5 to 5.0.
  • the inclination angle condition of the inclined groove is such that the virtual line perpendicular to the sliding direction intersects the bearing surface and the inclined groove 12 at any position on the inner circumference of the bearing.
  • Groove 1 2 Inclination angle, inclined groove 1 2 width and sliding surface 1 4 width are set, and the shaft surface is always between the bearing surface and the oil groove no matter which part of the inner circumference of the bearing is subjected to shaft load Conditions to obtain the effect of always supplying lubricating oil to the sliding surface 14 in contact with both It is.
  • sufficient lubricating oil is supplied to the sliding surface even if the groove according to the present invention is thinner than the conventional one.
  • the amount of lubricating oil that is drawn out of the groove with the rotation of the shaft and flows to the sliding surface of the adjacent peak portion is secured throughout the peak portion.
  • a sufficient lubricating effect can be obtained. That is, these conditions are optimized to sufficiently lubricate the sliding surface by the inclined grooves formed on the inner peripheral surface.
  • the plain bearing of the present invention is an improvement of the plain bearing of Patent Document 1, and includes a circumferential groove width B, a circumferential width A of the sliding surface, and a width A of the sliding surface.
  • a sufficient amount of lubricating oil was supplied to the entire sliding surface according to the ratio AZB of the groove width B to the groove width B.
  • the sliding bearing of the present invention is more suitable than the sliding bearing of Patent Document 2.
  • the groove width B in the circumferential direction is narrowed, and the inclination angle of the inclined groove can be set larger, reducing the surface pressure applied to the sliding surface.
  • groove width B and the width A of the sliding surface 14 referred to in the present invention are the widths in the circumferential direction as described above, and are not the widths in the direction orthogonal to the direction in which the grooves 12 extend. The invention's effect
  • the inclination angle of the groove for storing lubricant formed on the inner peripheral surface of the bearing with respect to the direction orthogonal to the circumferential direction, the groove width in the circumferential direction, and the circumferential direction of the sliding surface between the grooves The width of the groove, the ratio of the width of the groove to the sliding surface in the circumferential direction, and the area ratio of the inner peripheral surface are optimized so that sufficient lubricating oil is supplied from the groove to the entire sliding surface.
  • a smooth lubricating effect is obtained, and even when subjected to a high surface pressure, the metal contact is suppressed, and it is difficult to wear, and a smooth bearing function can be exhibited.
  • FIG. 1 is a perspective view of a bearing according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a development view showing the inner peripheral surface of the bearing shown in FIG.
  • FIG. 3 is a sectional view showing a state where a shaft is inserted into the bearing.
  • FIG. 5 is a diagram showing the test results of an example in which the influence of groove width B is clarified, showing the relationship between the groove width ⁇ , the static friction coefficient, and the dynamic friction coefficient.
  • FIG. 6 Test results of an example to clarify the influence of the ratio (AZB) between the sliding surface width A and the groove width B when the number of grooves is 72. It is a diagram which shows an example of the relationship of a dynamic friction coefficient.
  • FIG. 7 The test results of the example to clarify the influence of the ratio (AZB) of the sliding surface width A to the groove width B when the number of grooves is 36. It is a diagram which shows an example of the relationship of a dynamic friction coefficient.
  • FIG. 8 is a test result of an example that clarifies the influence of the groove depth d, and is a diagram showing the relationship between the groove depth d, the static friction coefficient, and the dynamic friction coefficient.
  • FIG. 9 is a test result of an example for clarifying the influence of the inclination angle of the inclined groove, and is a diagram showing the relationship between the inclination angle, the static friction coefficient, and the dynamic friction coefficient.
  • Fig. 1 shows a plain bearing according to an embodiment.
  • Fig. 2 is a developed view of the inner peripheral surface 10 of the bearing 1.
  • Fig. 3 shows a shaft 20 inserted into the shaft hole 11 of the bearing 1 in a rotatable manner. It is sectional drawing of the state made.
  • the shaft 20 swings on the sliding surface 13 which is the surface of the crest between the grooves 12.
  • This bearing has an inner peripheral surface diameter of about 20 to 15 O mm and an axial height of about 20 to 15 O mm, and is capable of maximum sliding under a high surface pressure of 2 OMPa or more. It is used for rocking motion where the speed is about 20 to 5 O m mZ s.
  • a plain bearing that performs such oscillating motion is operated at both ends of the oscillating angle and the direction of motion is switched. In other words, the vehicle is operated while repeating a stationary state and a sliding state. Therefore, in this type of plain bearing, it is required to reduce both the dynamic friction coefficient and the static friction coefficient. In particular, since the static friction coefficient is larger than the dynamic friction coefficient, it is important to reduce the static friction coefficient in order to prevent metal contact.
  • the sliding bearing of the present invention is an improvement of the sliding bearing of Patent Document 3.
  • lubricating oil is stored in the inclined groove 12 provided on the inner periphery of the bearing.
  • the lubricating oil is drawn out by the suction action generated by the rotating shaft, flows to the sliding surface of the mountain adjacent to the rotating direction of the shaft, and obtains an operation of lubricating the sliding surface.
  • the inclined groove 12 formed in the slide bearing of the present invention has an imaginary line perpendicular to the sliding direction intersecting the bearing surface and the inclined groove 12 at any position on the inner periphery of the bearing.
  • Inclined groove 1 2 The inclination angle, the width of inclined groove 1 2 and the width of sliding surface 1 4 are set so that the shaft surface is always the bearing surface and the oil no matter which part of the inner circumference of the bearing is subjected to the shaft load. It is in contact with both grooves and has the function of constantly supplying lubricating oil to the sliding surface 14.
  • the inclined groove 1 2 acts as a refuge for foreign matter when foreign matter enters from the outside of the bearing element, and also has the effect of preventing foreign matter from entering the sliding surface and preventing wear due to foreign matter. .
  • the inclined groove having the above-described action if the interval between the inclined grooves, that is, the width of the sliding surface 14 is wide, the surface pressure received by the sliding surface is reduced. Good lubrication oil will not be supplied to the entire area. Also, if the width of the sliding surface 14 is narrow, it will be easier to supply the lubricant, but the area of the sliding surface that receives the shaft load will decrease, so the surface pressure received by the sliding surface will increase, so metal contact will occur. Is likely to occur.
  • the circumferential width (sliding surface width A) of the crest surface (sliding surface 14) between the adjacent grooves 12 is 1 to 7 mm.
  • the width A of the sliding surface is set to 1 to 7 mm.
  • the width of the inclined groove 1 2 is too small, the amount of lubricating oil stored becomes insufficient, and sufficient supply of lubricating oil to the sliding surface 14 cannot be achieved.
  • the width of the inclined groove 12 is too wide, the lubricating oil is likely to leak, and the area of the sliding surface that receives the load of the shaft is reduced. Contact is likely to occur and the coefficient of dynamic friction increases.
  • the circumferential width (groove width B) of the inclined groove 12 is 0.5 to 5 mm. It was found that even if it was set narrower, sufficient lubrication oil could be supplied to the sliding surface 14 and the dynamic friction coefficient could be reduced.
  • the groove width B is set to 0.5 to 5 mm. Further, in the plain bearing of the present invention, even when the lateral width B is set to be narrower than that of Patent Document 2, as described above, the surface pressure received by the sliding surface can be reduced more than that of Patent Document 2, and more A good lubricating oil can be effectively supplied to the entire sliding surface.
  • the width of the inclined groove 12 and the width of the sliding surface 14 are closely related to sufficiently supplying the lubricating oil to the entire sliding surface. That is, if the width of the inclined groove 12 is set wide within the above range, the amount of lubricating oil stored in the inclined groove 12 increases, so that the amount of lubricating oil that can be supplied to the sliding surface increases. It is possible to reduce the surface pressure received by the sliding surface by increasing the width of the moving surface 14. Meanwhile, inclined groove If the width of 1 is set to be narrow, the amount of lubricating oil stored in the inclined groove 1 2 is reduced, so the amount of lubricating oil that can be supplied to the sliding surface is reduced, and the width of the sliding surface 1 4 is set to be narrow. I have to do it.
  • the sliding surface width A and the groove width B are set as described above, and the ratio of the sliding surface width A and the groove width B is AZB. Is set in the range of 0.5 to 5.0. If the ratio AZB of the sliding surface width A to the groove width B is in this range, the surface pressure received by the sliding surface 14 will not be excessive, and a good lubrication state over the entire sliding surface will be obtained.
  • the groove width B, the sliding surface width A, and the ratio of the sliding surface width A to the groove width B AZB are optimized as described above.
  • the surface pressure received by the surface did not increase significantly, and good lubrication oil was supplied to the entire sliding surface.This reduced the occurrence of metal contact and reduced the dynamic friction coefficient, resulting in wear. It has been possible to achieve difficult and smooth bearing action over a long period of time.
  • the shaft and the sliding surface of the slide bearing are also located between the shaft and the sliding surface even when stationary at both ends of the swing angle. The oil film of the lubricating oil is maintained, reducing the coefficient of static friction and preventing metal contact during the transition from the stationary state to the moving state.
  • the inclination angle of the inclined groove is suitably 10 to 60 °, preferably about 15 to 50 °, more preferably about 20 to 40 ° and a stable value with a low friction coefficient. Is preferable.
  • the inclination angle of the inclined groove 12 is determined by optimizing the size of each of the width of the inclined groove 12 and the width of the sliding surface 14 and the ratio thereof. As a result, the range of application has been expanded. As a result, the degree of freedom in the design of plain bearings has been improved.
  • the groove interval may be equal as shown in FIGS. 1 to 3, but the above groove width B, sliding surface width A, and sliding surface width A to groove width B ratio AZB range If it is formed so as to be, it does not have to be equally spaced.
  • the depth d of the groove 12 is shallow, the amount of stored lubricating oil is small and the lubricating oil cannot be supplied to the entire sliding surface. Therefore, it is necessary to set the depth d to 0.1 mm or more.
  • the depth d of the groove 12 is made too deep, the height of the sliding portion 14 becomes larger than the bottom of the groove 12, and under the operating environment of high surface pressure and rocking motion, There is a risk of buckling of the sliding part. For this reason, the depth d of the groove 12 should be kept below 3 mm.
  • the cross-sectional shape of the groove 12 is a rectangular shape in the illustrated example, but an arbitrary shape such as an arc shape or a U-shape is selected, but the sliding surface is lubricated during the swinging motion of the shaft. It is preferable to use a V shape that is easy to supply oil, or a trapezoidal shape with a wide upper surface. In addition, it is desirable that the corner portion transitioning from the groove 1 2 to the peak portion 1 3 between the grooves 1 2 is chamfered in order to improve the fluidity of the lubricating oil and reduce the friction. If the cross-sectional shape is arc or U-shaped, chamfering is required. Is desirable.
  • the lubricating oil is the same as the conventional one in that machine oil (industrial lubricating oil), grease, a mixture of wax and oil, and the like can be used.
  • machine oil industrial lubricating oil
  • grease a mixture of wax and oil, and the like
  • lubricating oil having a wider viscosity range than conventional ones can be used.
  • the machine oil that can be used in the simple cylindrical bell bearings that do not form inclined grooves as described in Patent Document 1, etc. has a kinematic viscosity of 40 ° C or higher of about 4 14 to 1 100 mm 2 s (ISO Viscosity grade ISOVG 4 60-1 0 0 0 0 equivalent)
  • the kinematic viscosity at 40 ° C is 1 65 500 mm It can be used up to 2 s (equivalent to ISOVG 1500).
  • the degree of miscibility is about 2 0 5-2 6 5 (No. 2-4 in accordance with JISK 2 220)
  • the sliding bearing of the present invention can be used up to a miscibility of about 130 (No. 5).
  • the material of the bearing 1 is not particularly limited, and a heat-treated carbon steel or a melted material such as high-strength brass can be used.
  • the inclined groove 12 is formed by forging, extruding, machining or the like.
  • a sintered material can be used as the material of the bearing 1.
  • Sintered material is a material obtained by sintering the compact obtained by compression molding with a punch from the top and bottom after filling the raw material powder into the mold, and forming the inclined grooves 12 on the core rod It is preferable because it can be given easily. That's right.
  • Sintered materials are also recommended because they have a wide variety of compositions compared to melted materials and can easily obtain materials with a metal structure that cannot be obtained with melted materials.
  • (C) a sintered alloy in which at least one particle of graphite and molybdenum disulfide is contained in the sintered alloy (A) or the sintered alloy (B) within a range of 3% by mass or less,
  • the bearing 1 of the present embodiment when the shaft 20 rotates, the lubricating oil stored in the groove 12 2 is pulled out from the groove 12 and flows in the rotation direction of the shaft 20. Supplied to the sliding surface 14 of the mountain portion 13 and the sliding with the shaft 20 is lubricated.
  • groove width B, sliding surface width A and sliding surface width A to groove width B ratio AZB groove 1 2 can slide into groove 1 2
  • the amount of lubricating oil that flows to 4 is secured throughout the entire mountain 13.
  • the lubricating oil spread over the entire area of the mountain portion 13 is retained even when it is stationary. For this reason, a sufficient lubrication effect can be obtained, the dynamic friction coefficient as well as the static friction coefficient can be reduced, and the lubrication effect can be maintained over a long period of time even under high surface pressure.
  • 0.5 parts by mass of zinc stearate powder as a molding lubricant was added to 100 parts by mass of the raw material powder added and mixed, and the mixed powder was mixed with an outer diameter of 95 mm, an inner diameter of 80 mm, and a height ( (Axial length) It was compression molded into a cylindrical shape of 8 Omm.
  • This molded body was sintered in a reducing gas at 1120 ° C., subsequently heated to 850 ° C., then oil-quenched, and tempered at a temperature of 180 ° C. to prepare a bearing sample.
  • the number of grooves, width and depth under the conditions shown in Table 1 were set so that the inclination angle with respect to the direction orthogonal to the circumferential direction (sliding direction) was 20 ° A groove having a rectangular cross section was formed on the peripheral surface.
  • these bearings were vacuum-impregnated with machine oil with a kinematic viscosity of 460 mm 2 s at 40 ° C, and the number of grooves, the sliding surface width A, the groove width B, and the sliding surface Bearings having a ratio of width A to groove width B, groove area ratio, and groove depth (sample numbers 01 to 40) were produced.
  • the sliding surface width A and groove width B are circumferential widths, not widths perpendicular to the grooves.
  • the underlined values in Table 1 indicate that the values deviate from the scope of the present invention.
  • the prepared bearing samples 01 to 38 are fixed in the housing, and the inner peripheral surface of these bearings and the surface of the hardened and polished steel shaft are mixed with grease with a degree of mixing of 280 (lithium grease). No. 2) was applied, and the shaft was inserted into the shaft hole of each bearing. The clearance between the inner peripheral surface of the bearing sample and the shaft is about 30 Om.
  • the shaft was swung at a speed of 0.5 mmZ within an angle range of 10 ° while applying a load of 650 N in the radial direction. When swinging, they were paused for 0.5 seconds at the end position of the pendulum movement. At this time, the static friction coefficient and the dynamic friction coefficient (average value) obtained from the torque value measured by the torque sensor are also shown in Table 1.
  • the sliding surface width A is small, the lubricant can be sufficiently supplied from the groove, and the static friction coefficient and dynamic friction coefficient are also small.
  • the static friction coefficient and the dynamic friction coefficient tend to increase gradually as the sliding surface width A increases.
  • the value remains sufficiently small until the sliding surface width A is 7 mm (Sample No. 06). is doing.
  • the sliding surface width A is large, and the supply of lubricating oil from the groove is insufficient, resulting in a static friction coefficient and a dynamic friction coefficient. Both are increasing rapidly. From these facts, it can be seen that the appropriate width A of the sliding surface is in the range of 1 to 7 mm.
  • the ratio of the sliding surface width A to groove width B (AZ B) is the same as the bearings of sample numbers 08 to 12 and sample numbers 1 3 to 17
  • the effect was examined by changing the groove width B while maintaining the same value as the bearing.
  • the bearing No. 08 in which the groove width B is less than 0.5 mm has insufficient lubrication oil to be supplied to the sliding surface even though the sliding surface width A is sufficient.
  • the coefficient shows a large value.
  • the static friction coefficient and the dynamic friction coefficient drastically decrease because the groove width B is sufficiently large and sufficient lubricating oil can be supplied to the sliding surface. Yes.
  • the groove width B is in the range of 0.5 to 5 mm, both friction coefficients are low and stable.
  • the ratio (AZB) of the sliding surface width A to the groove width B is constant.
  • the width A of the moving surface becomes large, not enough lubricating oil is supplied to the sliding surface, and both the coefficient of static friction and the coefficient of dynamic friction increase rapidly. From these, it is clear that the groove width B is appropriately in the range of 0.5 to 5 mm.
  • bearings with sample numbers 19 to 24 (with 72 grooves) and samples 27 to 32 (with 36 grooves) with AZB in the range of 1 to 5 Sufficient lubricating oil can be supplied, and both the static and dynamic friction coefficients are low and stable.
  • the width A of the sliding surface is larger than the groove width B, so that sufficient lubrication oil is not supplied to the sliding surface and it stops suddenly.
  • the coefficient of friction and the coefficient of dynamic friction are increasing. From these, it is clear that AZB needs to be in the range of 1-5.
  • the bearing sample has 72 grooves, the sliding surface width A is 2.07 mm, and the groove width B is 1. 42mm, groove depth is set to 0.7mm, and the angle of inclination with respect to the direction perpendicular to the circumferential direction (sliding direction) is changed to the conditions shown in Table 2, and the inner circumferential surface is cross-sectioned by machining. A rectangular groove was formed.
  • machine oil was vacuum impregnated to produce a bearing (sample number 4 1 53) having the inclination angle of the inclined groove shown in Table 2.
  • Table 2 also shows the value of the dynamic friction coefficient of the bearing of Sample No. 21 of Example 1 as an example in which the inclined groove has an inclination angle of 20 °.
  • Bearings with sample numbers 20 and 4 1 to 53 in Table 2 are affected by the inclination angle of the inclined groove.
  • Bearings with sample numbers 20 and 4 1 to 53 in Table 2 are affected by the inclination angle of the inclined groove.
  • bearings with slant groove inclination angles of 15 to 50 ° have smaller friction coefficients
  • bearings with slant groove inclination angles of 20 to 40 ° show the lowest and most stable coefficient of friction. From these facts, the angle of the inclined groove is remarkable in the effect of reducing the static friction coefficient and the dynamic friction coefficient in the range of 10 to 60 °, more preferably 15 to 50 °, and most preferably 20 to 40 °. Recognize. Industrial applicability
  • the slide bearing of the present invention is relatively large and suitable for applications in which a surface pressure of 2 OMPa or more acts and the swing speed is relatively slow to operate.
  • a joint bearing for a construction machine such as a bull tosa or a power shovel, a joint bearing for an article transfer robot, and the like can be given.

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Abstract

　周方向に交差する方向に延びる複数の溝に貯留する潤滑油が、軸の回転に伴ってその溝に隣接する山部の摺動面の全域に十分に供給され、これによって優れた潤滑効果が得られ、高い面圧を受けても金属接触が抑えられて摩耗し難く、円滑な軸受作用を発揮させることができるすべり軸受を提供する。 　軸受１の内周面１０に形成する複数の溝１２を次の条件で形成する。周方向と直交する方向に対する傾斜角度が１０～６０°、周方向の溝幅Ｂが０．５～５ｍｍ、軸２０の摺動面（溝１２間の山部１３の表面）１４の周方向の幅Ａが１～７ｍｍ、摺動面１４の幅Ａと溝幅Ｂとの比Ａ／Ｂが０．５～５．０、内周面１０に占める面積率が１０～６０％、深さｄが０．１～３ｍｍ。

Description

明 細 書
すべり軸受
技術分野
[0001 ] 本発明は、 建設用機械の軸受のように、 比較的寸法が大きくて軸受面であ る内周面に高い面圧が作用するとともに、 軸受に対する軸の摺動が比較的低 速度の揺動運動である軸受として好適に用いられるすべリ軸受に関する。 背景技術
[0002] 一般に、 油圧ショベル等の建設用機械が備えるアームの関節部分は、 軸受 に挿入された軸が、 ある程度の回動角度の範囲で繰り返し相対的に揺動する ようになつており、 2 O M P a以上の高い面圧を受けることから、 この種の 軸受としては、 耐摩耗性に優れた材料を用いたすべり軸受が使用され、 摺動 面には粘度の高い潤滑油やグリース、 ワックス等を介在させて使用される。 このようなすべリ軸受は、 高い面圧を受けても金属接触が抑えられて摩耗し にくく円滑な軸受作用を発揮する上で、 摺動面への潤滑油の供給が十分にな されることが求められる。 このため、 すべり軸受の材料としては炭素鋼の熱 処理品や高力黄銅等の材料が適用され、 近年では、 例えば特許文献 1等の焼 結材料の適用も具体化されており、 潤滑油としては特許文献 2等のものが適 用されている。 また、 上記の材料、 潤滑油は優れたものであるが、 よりいつ そうの軸受の寿命延長を目的として、 軸受の内周面に、 周方向に交差する方 向に延びる複数の傾斜溝を形成し、 その傾斜溝内に貯留する潤滑油を軸の回 転に伴って摺動面に供給するようにしたすべり軸受 （特許文献 2 ) も適用さ れている。
[0003] 特許文献 1 ：特開 2 0 0 3 _ 2 2 2 1 3 3号公報
特許文献 2：特開 2 0 0 6 _ 0 0 9 8 4 6号公報
発明の開示
発明が解決しょうとする課題
[0004] 上記特許文献 2に記載される軸受の傾斜溝は、 その傾斜溝内に貯留する潤 滑油が、 回転する軸によって発生する吸引作用によって引き出され、 軸の回 転方向に隣接する山部の摺動面に流動して、 その摺動面を潤滑するといつた 作用効果を得るためのもので、 潤滑油の貯留量が増加して供給量も十分にな るとされている。 ところが、 ある条件下においては、 潤滑油が摺動面に十分 に供給されず、 軸受の摩耗が進行する場合があることが判明した。 その原因 について本発明者等が調査を行ったところ、 傾斜溝内から隣の山部の摺動面 に供給される潤滑油の量が、 その摺動面全域を潤滑できる十分な量とならず 、 摺動面において潤滑油量が不足する箇所が生じ、 その箇所で金属接触とな つて、 軸受の摩耗が進行することがわかった。
[0005] よって本発明は、 周方向に交差する方向に延びる複数の溝に貯留する潤滑 油が、 軸の回転に伴って、 その溝に隣接する山部の摺動面の全域に十分に供 給され、 これによつて優れた潤滑効果が得られ、 高い面圧を受けても金属接 触が抑えられて摩耗し難く円滑な軸受作用を長期にわたって発揮させること ができるすべり軸受を提供することを目的とする。
課題を解決するための手段
[0006] 本発明は、 軸孔に揷入される軸を回転自在に支持し、 その軸が摺動する内 周面に、 周方向に交差する方向に延びる複数の直線的な傾斜溝が周方向に間 隔をおいて形成され、 これら溝に潤滑油が供給されるすべリ軸受において、 前記傾斜溝の傾斜角度が周方向と直交する方向に対して 1 0〜6 0 ° の範囲 であり、 周方向の溝幅 Bが 0 . 5〜5 m mであり、 隣接する当該溝間の山部 の表面である摺動面の周方向の幅 Aが 1〜 7 m mであり、 前記山部の摺動面 の幅 Aと前記溝幅 Bとの比 A Z Bが 0 . 5〜5 . 0であることを特徴として いる。
[0007] 上記条件のうち、 上記傾斜溝の傾斜角度の条件は、 摺動方向と直交する仮 想線が軸受内周のどの位置においても軸受面と前記傾斜溝 1 2と交差するよ うに傾斜溝 1 2傾斜角度、 傾斜溝 1 2の幅および摺動面 1 4の幅を設定され 、 軸受内周のどの部分に軸の荷重が掛かっても、 軸面は常に軸受面と油溝と の両方に接して、 摺動面 1 4に潤滑油を常時供給する作用を得るための条件 である。
[0008] また、 上記条件のうち、 周方向の溝幅 B、 摺動面の周方向の幅 Aおよび前 記摺動面の幅 Aと前記溝幅 Bとの比 A Z Bの条件を満たした相乗作用により 、 本発明に係る溝は従来よりも細くしても摺動面に十分な潤滑油が供給され る。 このような溝により、 軸の回転に伴って溝内から引き出されて隣の山部 の摺動面に流動する潤滑油の量は、 その山部の全域にいきわたる量が確保さ れ、 このため十分な潤滑効果を得ることができる。 すなわち、 これらの条件 は、 内周面に形成する傾斜溝によリ摺動面を十分に潤滑するために最適化さ れたものである。
[0009] すなわち、 本発明のすべり軸受は、 特許文献 1のすベリ軸受を改良したも のであり、 周方向の溝幅 B、 摺動面の周方向の幅 Aおよび前記摺動面の幅 A と前記溝幅 Bとの比 A Z Bの条件により、 摺動面全域へ十分な量の潤滑油の 供給を果たしたものである。 また、 摺動面の周方向の幅 Aおよび前記摺動面 の幅 Aと前記溝幅 Bとの比 A Bを最適化したことにより、 本発明のすべり 軸受は、 特許文献 2のすベリ軸受よりも周方向の溝幅 Bを狭く、 また傾斜溝 の傾斜角度を拡大設定でき、 摺動面が受ける面圧を低減させたものである。 なお、 本発明で言う溝幅 Bおよび摺動面 1 4の幅 Aは、 上記のように周方向 の幅であり、 溝 1 2の延びる方向に対して直交する方向の幅ではない。 発明の効果
[0010] 本発明によれば、 軸受の内周面に形成する潤滑油貯留用の溝の、 周方向に 直交する方向に対する傾斜角度、 周方向の溝幅、 溝間の摺動面の周方向の幅 、 溝と摺動面との周方向の幅の比、 内周面に占める面積率を、 その溝から摺 動面全域に十分に潤滑油が供給されるように最適化したので、 優れた潤滑効 果が得られ、 高い面圧を受けても金属接触が抑えられて摩耗し難く円滑な軸 受作用を発揮させることができるといった効果を奏する。
図面の簡単な説明
[001 1 ] [図 1 ]本発明の一実施形態の軸受の斜視図である。
[図 2]図 1に示した軸受の内周面を示す展開図である。 [図 3]同軸受に軸を挿入した状態の断面図である。
[図 4]摺動面の幅 Aの影響を明らかにする実施例の試験結果であって、 その幅
Aと静止摩擦係数および動摩擦係数の関係を示す線図である。
[図 5]溝幅 Bの影響を明らかにする実施例の試験結果であって、 その溝幅巳と 静止摩擦係数および動摩擦係数の関係を示す線図である。
[図 6]溝本数が 7 2本の場合において摺動面の幅 Aと溝幅 Bとの比 （A Z B ) の影響を明らかにする実施例の試験結果であって、 A Z Bと静止摩擦係数お よび動摩擦係数の関係の一例を示す線図である。
[図 7]溝本数が 3 6本の場合において摺動面の幅 Aと溝幅 Bとの比 （A Z B ) の影響を明らかにする実施例の試験結果であって、 A Z Bと静止摩擦係数お よび動摩擦係数の関係の一例を示す線図である。
[図 8]溝の深さ dの影響を明らかにする実施例の試験結果であって、 その溝の 深さ dと静止摩擦係数および動摩擦係数の関係を示す線図である。
[図 9]傾斜溝の傾斜角度の影響を明らかにする実施例の試験結果であって、 そ の傾斜角度と静止摩擦係数および動摩擦係数の関係を示す線図である。
符号の説明
[0012] A…摺動面の周方向の幅
B…周方向の溝幅
R…周方向
S…周方向と直交する方向
1 0…内周面
1 1…軸孔
1 2…溝
1 3…山部
1 4…摺動面
2 0…車由
発明を実施するための最良の形態
[0013] 以下、 図面を参照して本発明の一実施形態を説明する。 図 1は、 一実施形態のすべり軸受を示しており、 図 2はこの軸受 1の内周 面 1 0の展開図、 図 3は軸受 1の軸孔 1 1に軸 2 0が回転自在に挿入された 状態の断面図である。 この軸受 1の内周面 1 0には、 軸 2 0の摺動方向すな わち周方向 （図 2の矢印 Rで示す方向） に交差する方向に延びる複数の直線 的な傾斜溝 1 2が、 周方向に等間隔をおいて形成されている。 軸 2 0は、 溝 1 2間の山部の表面である摺動面 1 3を揺動運動する。 このすベリ軸受は、 内周面の直径が 2 0〜 1 5 O m m程度、 軸方向高さが 2 0〜 1 5 O m m程度 であり、 2 O M P a以上の高面圧下で、 最大摺動速度が 2 0〜5 O m mZ s 程度の速度となる揺動運動に使用されるものである。 このような揺動運動を 行うすべり軸受においては、 揺動角の両端で静止するとともに、 運動方向が 切り替わりつつ運転される。 すなわち、 静止状態と摺動状態とを繰り返しな がら運転される。 したがって、 この種のすべり軸受においては、 動摩擦係数 とともに、 静止摩擦係数の両者を低減することが要求される。 特に静止摩擦 係数は動摩擦係数に比して値が大きいため、 金属接触を防止するためには静 止摩擦係数を低減することが重要である。
[0014] 本発明のすべり軸受は、 特許文献 3のすベリ軸受を改良したもので、 特許 文献 2のすベリ軸受と同様に、 軸受内周に設けた傾斜溝 1 2に潤滑油を貯留 し、 この潤滑油が回転する軸により発生する吸引作用によって引き出され、 軸の回転方向に隣接する山部の摺動面に流動して、 その摺動面を潤滑する作 用を得るものである。
[0015] このような本発明のすべり軸受において形成される傾斜溝 1 2は、 摺動方 向と直交する仮想線が軸受内周のどの位置においても軸受面と前記傾斜溝 1 2と交差するように傾斜溝 1 2傾斜角度、 傾斜溝 1 2の幅および摺動面 1 4 の幅に設定され、 軸受内周のどの部分に軸の荷重が掛かっても、 軸面は常に 軸受面と油溝との両方に接して、 摺動面 1 4に潤滑油を常時供給する作用を 有する。 また、 傾斜溝 1 2は、 軸受要素の外部から異物が浸入した場合に、 異物の逃げ場として作用し、 異物が摺動面に浸入することを防止して、 異物 による摩耗を防止する効果も有する。 [001 6] 上記の作用を有する傾斜溝において、 傾斜溝の間隔すなわち摺動面 1 4の 幅が広いと、 摺動面が受ける面圧が低下するが、 その一方で広すぎると摺動 面全域への良好な潤滑油の供給がなされなくなる。 また、 摺動面 1 4の幅が 狭いと、 潤滑油の供給を行い易くなるが、 軸の荷重を受ける摺動面の面積が 減少するため摺動面が受ける面圧が増大するので金属接触が生じ易くなる。 これらの観点から本発明者等が検討した結果、 隣接する溝 1 2間の山部の表 面 （摺動面 1 4 ) の周方向の幅 （摺動面の幅 A ) を 1〜7 m mとすると、 摺 動面が受ける面圧が著しく増大することなく、 摺動面全域への良好な潤滑油 の供給が果たせることことを見出した。 したがって、 本発明のすべり軸受に おいては、 摺動面の幅 Aを 1〜7 m mとする。
[001 7] 傾斜溝 1 2の幅については、 狭すぎると潤滑油の貯留量が乏しくなり、 摺 動面 1 4への潤滑油の十分な供給が果たせなくなる。 その一方で傾斜溝 1 2 の幅が広すぎると、 潤滑油が漏洩し易くなるとともに、 軸の荷重を受ける摺 動面の面積が減少するため摺動面が受ける面圧が大きくなることにより金属 接触が生じ易くなり、 動摩擦係数が増加する。 これらの観点から検討した結 果、 摺動面の幅 Aを上記のように設定した場合、 傾斜溝 1 2の周方向の幅 （ 溝幅 B ) を 0 . 5 ~ 5 m mと、 特許文献 2よりも狭く設定しても、 摺動面 1 4への潤滑油の十分な供給が果たせ、 動摩擦係数を低減できることを見出し た。 このことから、 本発明のすべり軸受は、 溝幅 Bを 0 . 5 ~ 5 m mとする 。 また、 本発明のすべり軸受においては、 横幅 Bを上記のように特許文献 2 のものよりも狭く設定した場合においても、 摺動面が受ける面圧は特許文献 2のものよりも低減でき、 より効果的に摺動面全域への良好な潤滑油の供給 が果たせる。
[0018] また、 上記の傾斜溝 1 2の幅と摺動面 1 4の幅は、 摺動面全域に潤滑油を 十分に供給するにあたり密接な関係にある。 すなわち、 傾斜溝 1 2の幅を上 記範囲内で広く設定すれば、 傾斜溝 1 2に貯留される潤滑油の量が多くなる ため、 摺動面に供給できる潤滑油量が多くなり、 摺動面 1 4の幅を大きく設 定して、 摺動面の受ける面圧を低下させることが可能となる。 一方、 傾斜溝 1 2の幅を狭く設定すると、 傾斜溝 1 2に貯留される潤滑油の量が少なくな るため、 摺動面に供給できる潤滑油量が少なくなり、 摺動面 1 4の幅を狭く 設定せざるを得なくなる。 したがって、 良好な潤滑状態を得るためには、 傾 斜溝 1 2の幅と摺動面 1 4の幅を適切な比とすることが必要である。 この観 点より、 本発明のすべり軸受においては、 摺動面の幅 Aと溝幅 Bとをそれぞ れ上記のように設定するとともに、 摺動面の幅 Aと溝幅 Bとの比 A Z Bを 0 . 5〜5 . 0の範囲に設定する。 摺動面の幅 Aと溝幅 Bとの比 A Z Bがこの 範囲にあれば、 摺動面 1 4が受ける面圧が過大とならず、 良好な摺動面全域 への潤滑状態が得られ、 動摩擦係数を低減できるとともに、 摩耗し難く円滑 な軸受作用を長期にわたって発揮するすべリ軸受とすることができる。 一方 、 摺動面の幅 Aと溝幅 Bとの比 A Z Bが 0 . 5に満たない場合、 摺動面の幅 Aが溝幅 Bに比して小さくなりすぎて、 摺動面が受ける面圧が過大となり、 金属接触が発生し易くなり、 場合によっては座屈等の変形が生じる虞がある 。 また、 A Z Bが 5 . 0を超えると、 摺動面の幅 Aが溝幅 Bに比して大きく なりすぎて、 摺動面全域への良好な潤滑状態を得難くなつて、 金属接触が発 生し易くなり、 摩耗が生じる虞がある。
[0019] 本発明のすべり軸受においては、 上記のように溝幅 B、 摺動面の幅 Aおよ び摺動面の幅 Aと溝幅 Bの比 A Z Bを最適化したことにより、 摺動面が受け る面圧が著しく増大することなく、 摺動面全域への良好な潤滑油の供給が果 たしたもので、 これにより金属接触の発生を抑制するとともに動摩擦係数が 低減され、 摩耗し難く円滑な軸受作用を長期にわたって発揮することを実現 した。 また、 このように摺動面全域への良好な潤滑油の供給が果たされる結 果、 起動時および揺動角の両端での静止時においても、 軸とすべり軸受の摺 動面との間に潤滑油の油膜が維持され、 静止摩擦係数の低減、 および静止状 態から運動状態へと移行する際の金属接触の防止が果たされる。
[0020] 上記のように傾斜溝 1 2の幅と摺動面 1 4の幅の各々の大きさ、 およびそ れらの比を設定しても、 傾斜溝の傾斜角度が小さすぎる場合、 軸受内周面の 軸と接触する部分において、 接触部分が横切る溝部 1 2の数と摺動面 1 4の 数は少なくなるとともに、 溝部 1 2の長さと摺動面 1 4の長さが長くなつて 、 接触部分全体としては、 潤滑状態が不均一な状態となる。 傾斜溝の傾斜角 度がある程度を越えると、 接触部分を横切る溝部 1 2の数と摺動面 1 4の数 が増加するとともに、 溝部 1 2の長さと摺動面 1 4の長さが適切なものとな り、 摺動部全域への良好な潤滑状態が得られる。 一方で、 傾斜溝の傾斜角度 が大きすぎると、 接触部分を横切る溝部 1 2の数と摺動面 1 4の数はさらに 増加するものの、 潤滑油が溝 1 2に沿って流動して、 摺動面への供給が不十 分となる。 これらの観点より傾斜溝の傾斜角度は 1 0〜6 0 ° が適切であり 、 好ましくは 1 5〜5 0 ° 程度、 より好ましくは 2 0〜4 0 ° 程度で摩擦係 数が低く安定した値を示すので好適である。 すなわち、 本発明においては、 傾斜溝 1 2の幅と摺動面 1 4の幅の各々の大きさ、 およびそれらの比を最適 に設定したことにより、 傾斜溝 1 2の傾斜角度を特許文献 2に比して適用範 囲の拡大を果たしたもので、 その結果、 すべり軸受の設計の自由度が向上し たものとなる。
[0021 ] 溝の間隔は図 1 ~ 3に示したように等間隔でもよいが、 上記の溝幅 B、 摺 動面の幅 Aおよび摺動面の幅 Aと溝幅 Bの比 A Z Bの範囲となるように形成 すれば等間隔でなくともよい。 また、 溝 1 2の深さ dは、 浅いと潤滑油の貯 留量が少なく、 摺動面全域に潤滑油を供給することができないので、 0 . 1 m m以上とする必要がある。 その一方で、 溝 1 2の深さ dを深くしすぎると 、 溝 1 2の底部に対して摺動部 1 4の高さが大きくなり、 高面圧、 揺動運動 の運転環境の下、 摺動部の座屈が発生する虞がある。 このため溝 1 2の深さ dは 3 m m以下に止めるべきである。
[0022] なお、 溝 1 2の断面形状は、 図示例では矩形状であるが、 円弧状、 U字状 等、 任意の形状が選択されるが、 軸の揺動運動時に摺動面に潤滑油を供給し 易い V字状、 あるいは上面の幅が大きい台形状のものとすることが好ましい 。 また、 溝 1 2から溝 1 2間の山部 1 3に移行する角部は、 潤滑油の流動性 の向上や摩擦低減のために面取り加工されていることが望ましく、 特に、 溝 1 2の断面形状が円弧状、 U字状のものについては面取り加工されているこ とが望ましい。
[0023] 潤滑油は、 マシン油 （工業用潤滑油） 、 グリース、 ワックスと油の混合物 等を使用することができる点で従来のものと同様であるが、 傾斜溝 1 2を上 記範囲となるよう傾斜角度、 溝幅 B、 摺動面の幅 Aおよび摺動面の幅 Aと溝 幅 Bの比 A Z Bを形成することで、 従来のものよりも広い粘度範囲の潤滑油 を使用できる。 例えば、 特許文献 1等の傾斜溝を形成しない単純な円筒形状 のすベリ軸受において使用できるマシン油は、 4 0 °C以上の動粘度が 4 1 4 〜 1 1 0 0 m m 2 s程度 （ I S O粘度グレードの I S O V G 4 6 0〜 1 0 0 0相当） 程度でしかないが、 上記条件範囲の傾斜溝を形成した本発明のす ベリ軸受では、 4 0 °Cにおける動粘度が 1 6 5 0 m m 2 sの範囲のもの （ I S O V G 1 5 0 0相当） まで使用することが可能となる。 これは、 流動し 難い高粘度の潤滑油であっても、 本発明のすべり軸受においては、 傾斜溝 1 2の傾斜角度、 溝幅 B、 摺動面の幅 Aおよび摺動面の幅 Aと溝幅 Bの比 A Z Bを上記範囲に設定したことにより、 摺動面 1 4への潤滑油の供給状態が改 善されたことの効果である。 このような高粘度の潤滑油は流動し難いが、 強 固な油膜を形成できる。 したがって、 本発明のすべり軸受においては、 高粘 度の潤滑油を使用することにより、 さらに金属接触を防いで摩耗の発生を防 止し軸受の寿命を延長する施策を採ることも可能である。 また、 グリースは 、 傾斜溝を形成しない単純な円筒形状のすべり軸受の場合、 混和ちよう度が 、 2 0 5 - 2 6 5程度 （ J I S K 2 2 2 0に規定の 2 ~ 4号ちよう度） のも のしか使用できないが、 本発明のすべり軸受においては、 混和ちよう度が 1 3 0程度 （5号ちよう度） のものまで使用できるようになる。
[0024] 軸受 1の材料は特に限定されず、 熱処理された炭素鋼や、 高力黄銅等の溶 製材料を用いることができる。 この場合、 傾斜溝 1 2形成は、 錶造、 押し出 し、 機械加工等により付与される。 また、 軸受 1の材料として焼結材料を用 いることもできる。 焼結材料は、 原料粉末を金型に充填した後、 上下方向よ りパンチを用いて圧縮成形して得られた成形体を焼結して得られる材料で、 傾斜溝 1 2をコアロッドに形成しておくことで、 容易に付与できるので好ま しい。 また焼結材料は、 溶製材料に比して組成のバリエーションが広く、 溶 製材料では得られない金属組織の材料が容易に得られる点からも推奨される
[0025] 軸受 1に推奨される焼結材料は、 特許文献 3に記載のものと同じであり、
( A ) マルテンサイ トを含む金属組織の鉄合金基地中に銅粒子および銅合 金粒子の少なくとも一方が分散しており C u含有量が 7〜3 0質量％の焼結 合金、
( B ) 上記焼結合金 （A ) 中に前記鉄基合金基地より硬質な鉄基合金粒子 またはコバルト基合金粒子が 5〜 3 0質量％の範囲内で分散している金属組 織の焼結合金、 または、
( C ) 前記焼結合金 （A ) 中または前記焼結合金 （B ) 中に黒鉛および二 硫化モリブデンの少なくとも一方の粒子が 3質量％以下の範囲内で含有して いる焼結合金、
のいずれかである。
[0026] 本実施形態の軸受 1によれば、 軸 2 0が回転すると、 それに伴って溝 1 2 内に貯留する潤滑油が溝 1 2内から引き出されて軸 2 0の回転方向に流動し 、 山部 1 3の摺動面 1 4に供給され、 軸 2 0との摺動が潤滑される。 溝 1 2 が上記の傾斜角度、 溝幅 B、 摺動面の幅 Aおよび摺動面の幅 Aと溝幅 Bの比 A Z Bの各条件を満たすことにより、 溝 1 2内から摺動面 1 4に流動する潤 滑油の量は、 その山部 1 3の全域にいきわたる量が確保される。 また、 この ように山部 1 3の全域にいきわたった潤滑油は静止時においても保持される 。 このため十分な潤滑効果を得ることができ、 動摩擦係数とともに静止摩擦 係数も低減することができ、 高い面圧を受けても長期にわたって潤滑効果が 維持され、 摩耗し難く耐久性が向上した軸受となる。
[0027] 次に、 本発明の効果を実証する実施例を説明する。
[第 1実施例]
アトマイズ鉄粉に、 アトマイズ銅粉を 1 8質量％と、 黒鉛粉を 0 . 8質量 %とを添加した原料粉末 1 00質量部に、 さらに成形潤滑剤としてステアリ ン酸亜鉛粉 0. 5質量部を添加して混合し、 この混合粉を、 外径 95mm、 内径 80mm、 高さ （軸長） 8 Ommの円筒形状に圧縮成形した。 この成形 体を 1 1 20°Cの還元性ガス中で焼結し、 続いて 850°Cに加熱した後に油 焼入れし、 温度 1 80°Cで焼戻しを行って軸受の試料を作製した。
[0028] 作製した軸受について、 表 1に示す条件の溝の本数、 幅および深さで、 周 方向 （摺動方向） と直交する方向に対する傾斜角度は 20° と共通させて、 機械加工により内周面に断面矩形状の溝を形成した。 次いで、 これら軸受に 40°Cにおける動粘度 460 mm2 sのマシン油を真空含浸して、 表 1に示 す溝本数、 山部の摺動面の幅 A、 溝幅 B、 摺動面の幅 Aと溝幅 Bとの比、 溝 の面積率および溝の深さを有する軸受 （試料番号 01〜40) を作製した。 なお、 摺動面の幅 Aおよび溝幅 Bは各々周方向の幅であり、 溝に直交する方 向の幅ではない。 なお、 表 1の下線で示す値は、 本発明範囲を逸脱すること を示している。
[0029] 作製した軸受の試料 01 ~38をハウジング内に固定し、 それら軸受の内 周面と、 焼入れして研磨処理した鋼製の軸の表面に混和ちよう度が 280の グリース （リチウムグリース 2号） を塗布し、 各軸受の軸孔に軸を挿入した 。 軸受試料の内周面と軸とのクリアランスは 30 O m程度である。 次いで 、 軸を、 ラジアル方向に 650 Nの荷重を与えながら、 角度 1 0° の範囲を 0. 5mmZ分といったすベリ速度で揺動させた。 なお、 揺動させるにあた つては、 振り子運動の末端位置でそれぞれ 0. 5秒間休止させた。 この時、 トルクセンサにて測定したトルク値より求めた静止摩擦係数および動摩擦係 数の値 （平均値） を、 表 1に併記した。
[0030] 1]
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以下に試験結果についての考察を記す
(1 ) 摺動面の幅 Aの影響：図 4参照 表 1の試料番号 01 ~07の軸受は、 摺動面の幅 Aと溝幅 Bとの比 （AZ B) をほぼ同じとした上で、 摺動面の幅 Aを変化させてその影響を調べたも のである。 これらの試料において、 摺動面の幅 Aが 1 mmに満たない試料番 号 01の軸受では、 摺動面の幅 Aが小さすぎることから荷重に耐えられず山 部が座屈変形し、 その結果、 溝幅 Bが小さくなつて潤滑油の供給が不十分と なって静止摩擦係数および動摩擦係数の値が大きくなつている。 一方、 摺動 面の幅 Aが 1 mmの試料番号 02の軸受では、 荷重に十分耐えることができ 山部の変形は認められなかった。 また、 摺動面の幅 Aが小さいことから溝か らの潤滑油の供給を十分に受けることができ、 静止摩擦係数および動摩擦係 数も小さい値を示している。 また摺動面の幅 Aが大きくなるにしたがい静止 摩擦係数および動摩擦係数は徐々に増加する傾向を示すものの、 摺動面の幅 Aが 7 mm (試料番号 06) までは十分に小さい値を維持している。 しかし ながら摺動面の幅 Aが 7 mmを超える試料番号 07の軸受では、 摺動面の幅 Aが大きく、 溝からの潤滑油の供給が不十分となって静止摩擦係数および動 摩擦係数がともに急激に増加している。 これらのことから、 摺動面の幅 Aは 1 ~ 7 mmの範囲が適切であることがわかる。
(2) 溝幅 Bの影響：図 5参照
表 1の試料番号 08~1 7の軸受は、 摺動面の幅 Aと溝幅 Bとの比 （AZ B) を、 試料番号 08~1 2の軸受と、 試料番号 1 3~1 7の軸受とでほぼ 同じとした上で、 溝幅 Bを変化させてその影響を調べたものである。 これら の試料において、 溝幅 Bが 0. 5mmに満たない試料番号 08の軸受では、 摺動面の幅 Aが十分であるにもかかわらず摺動面に供給する潤滑油が不十分 となり、 摩擦係数が大きい値を示している。 一方、 溝幅 Bが 0. 5mmの試 料番号 09の軸受では、 溝幅 Bが十分に大きく摺動面に十分な潤滑油が供給 できることにより、 静止摩擦係数および動摩擦係数が急激に低下している。 また、 溝幅 Bが 0. 5〜5mmの範囲において、 両摩擦係数は低く安定した 値を示している。 しかしながら、 溝幅 Bが 5 mmを超える試料番号 07の軸 受では、 溝幅 Bに対する摺動面の幅 Aの比 （AZB) が一定であるため、 摺 動面の幅 Aが大きくなつて摺動面に十分な潤滑油が供給されず、 静止摩擦係 数および動摩擦係数ともに急激に増加している。 これらのことから、 溝幅 B は 0. 5 ~ 5 mmの範囲が適切であることがわかる。
[0033] (3) 摺動面の幅 Aと溝幅 Bとの比 （AZB) の影響：図 6， 7参照 表 1の試料番号 1 8〜 25と試料番号 26〜 33は、 それぞれ溝本数を一 定 （前者が 72本、 後者が 36本） にして、 なおかつ摺動面の幅 Aと溝幅 B を変えて、 摺動面の幅 Aと溝幅 Bとの比 （AZB) の影響を調べたものであ り、 試料番号 1 8〜25 (溝本数が 72本） の結果が図 6、 試料番号 26〜 33 (溝本数が 36本） の結果が図 7である。 これらの試料より AZBが 1 に満たない試料番号 1 8， 26の軸受は、 溝幅 Bに対する摺動面の幅 Aが大 きく、 摺動面に十分な潤滑油が供給されないことから、 静止摩擦係数および 動摩擦係数が大きい値を示している。 一方、 AZBが 1〜5の範囲の試料番 号 1 9~24 (溝本数が 72本の場合） 、 試料番号 27 ~32 (溝本数が 3 6本の場合） の軸受では、 摺動面に十分な潤滑油が供給することができ、 静 止摩擦係数および動摩擦係数ともに低く安定した値を示している。 しかしな がら、 AZBが 5を超える試料番号 25， 33の軸受では、 溝幅 Bに対して 摺動面の幅 Aが大きく、 このため摺動面に十分な潤滑油が供給されず急激に 静止摩擦係数および動摩擦係数が増加している。 これらのことから AZBを 1 ~ 5の範囲とする必要があることがわかる。
[0034] ( 4 ) 溝の深さ dの影響：図 7参照
表 1の試料番号 20および 34~40の軸受は、 溝の深さの影響を調べた ものである。 これらの試料より、 溝の深さが 0. 1 mmに満たない試料番号 34の軸受では、 溝の深さが浅すぎて溝に十分な潤滑油が貯留されず、 この ため摺動面への潤滑油の供給量が不十分となり、 静止摩擦係数および動摩擦 係数がともに大きい値を示している。 一方、 溝の深さが 0. 1 mmの試料番 号 33の軸受では、 溝が潤滑油を十分に貯留する深さを有しており、 この結 果、 摺動面への潤滑油の供給量が十分になり、 静止摩擦係数および動摩擦係 数ともに急激に低下している。 また、 溝の深さが 0. 1〜3mmの範囲では 、 静止摩擦係数および動摩擦係数はともに低く安定した値を示している。 し かしながら、 溝の深さが 3mmを超える試料番号 40の軸受では、 溝が深く なりすぎた結果、 摺動面が荷重に耐えきれず摩耗が発生した。 これらのこと から、 溝の深さは 0. 1 3mmの範囲が適切であることがわかる。
[0035] [第 2実施例]
第 1実施例と同様の原料粉末を用い、 同様に成形、 焼結を行って作製した 軸受試料について、 溝の本数を 7 2本、 摺動面の幅 Aを 2. 07mm, 溝幅 Bを 1. 42mm、 溝の深さを 0. 7mmと共通させ、 周方向 （摺動方向） と直交する方向に対する傾斜角度を表 2に示す条件に変更して、 機械加工に より内周面に断面矩形状の溝を形成した。 次いで、 第 1実施例と同様にマシ ン油を真空含浸して表 2に示す傾斜溝の傾斜角度を有する軸受 （試料番号 4 1 53) を作製した。 作製した軸受の試料 4 1 53を第 1実施例と同様 にして揺動試験を行い、 得られた静止摩擦係数および動摩擦係数の値を表 2 に併記した。 なお、 表 2に傾斜溝のが傾斜角度が 20° の例として第 1実施 例の試料番号 2 1の軸受の動摩擦係数の値を併記した。
[0036] ほ 2]
Figure imgf000017_0001
(5) 傾斜溝の傾斜角度の影響：図 8参照
表 2の試料番号 20および 4 1 ~53の軸受は、 傾斜溝の傾斜角度の影響 を調べたものである。 これらの試料より、 傾斜溝の傾斜角度が 1 0° に満た ない軸受 （試料番号 41， 42) および傾斜溝の傾斜角度が 60° を超える 軸受 （試料番号 51 ~53) は、 静止摩擦係数および動摩擦係数がともに高 い値を示すが、 傾斜溝の傾斜角度が 1 0~60° の軸受 （試料番号 21， 4 3-50) の軸受は静止摩擦係数および動摩擦係数ともに低い値を示してい る。 また、 傾斜溝の傾斜角度が 1 5~50° の軸受 （試料番号 21， 44~ 49) では、 両摩擦係数がより小さくなつており、 傾斜溝の傾斜角度が 20 〜40° の軸受 （試料番号 21， 45〜48) は、 両摩擦係数が最も低く、 かつ安定した値を示している。 これらのことから傾斜溝の角度は 1 0〜60 ° の範囲で静止摩擦係数および動摩擦係数の低減の作用が顕著であり、 1 5 〜50° がより好ましく、 20〜40° が最も好ましいことがわかる。 産業上の利用可能性
本発明のすべり軸受は、 比較的大型で、 2 OMP a以上の面圧が作用し、 すべり速度が比較的遅く揺動して作動するような用途に好適である。 具体的 には、 例えばブルトーザやパワーショベルのような建設機械の関節用軸受、 物品移送ロボッ卜の関節軸受等が挙げられる。

Claims

請求の範囲
[1] 軸孔に揷入される軸を回転自在に支持し、 その軸が摺動する内周面に、 周 方向に交差する方向に延びる複数の直線的な傾斜溝が周方向に間隔をおいて 形成され、 これら溝に潤滑油が供給されるすべリ軸受において、
前記傾斜溝の傾斜角度が周方向と直交する方向に対して 1 0〜60° の範 囲であり、
周方向の溝幅 Bが 0. 5~ 5 mmであり、
隣接する当該溝間の山部の表面である摺動面の周方向の幅 Aが 1 ~ 7 mm であり、
前記山部の摺動面の幅 Aと前記溝幅 Bとの比 AZBが 0. 5~5. 0であ ることを特徴とするすべり軸受。
[2] 前記溝の深さ dが 0. 1 ~3 mmであることを特徴とする請求項 1に記載 のすベリ軸受。
[3] 前記軸受が焼結合金製であることを特徴とする請求項 1または 2に記載の すべり軸受。
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Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US20120201485A1 (en) * 2009-10-30 2012-08-09 Masaru Kondo Sliding bearing
WO2015099004A1 (ja) * 2013-12-27 2015-07-02 株式会社 荏原製作所 すべり軸受装置

Families Citing this family (11)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP2382398B1 (en) * 2009-01-12 2017-01-25 Dow Global Technologies LLC Improved journal bearing design
KR101747965B1 (ko) 2009-12-22 2017-06-15 두산인프라코어 주식회사 슬라이딩 베어링 및 슬라이딩 베어링 조립체
DE102010040156A1 (de) * 2010-09-02 2012-03-08 Federal-Mogul Wiesbaden Gmbh Schmutzleitnuten in geschmierten Gleitlagern
CN103115076A (zh) * 2013-03-29 2013-05-22 中国航空工业集团公司金城南京机电液压工程研究中心 一种具有螺旋冷却通道的滑动轴承
GB2508043B (en) * 2013-04-17 2015-07-22 Messier Dowty Ltd Dynamic bearing
JPWO2015002289A1 (ja) * 2013-07-05 2017-02-23 Ｔｐｒ株式会社 回転体軸および回転体構造ならびに車輪
CN103541996A (zh) * 2013-10-30 2014-01-29 东方电气集团东方汽轮机有限公司 一种滑动轴承
US9557686B2 (en) * 2015-04-24 2017-01-31 Flo-Tech, Llc Spring bearing for use in a developer cartridge roller system
CN104863971B (zh) * 2015-04-27 2017-05-10 张永斌 运用物理吸附形成的同心微型向心滑动轴承
CN107787418B (zh) 2015-06-29 2020-09-01 美国圣戈班性能塑料公司 线性运动系统
CN111022497B (zh) * 2019-12-02 2021-05-28 燕山大学 一种带有导液孔道的径向磁液双悬浮轴承导磁套

Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2002295457A (ja) * 2001-03-30 2002-10-09 Nippon Densan Corp 動圧軸受装置、回転駆動装置および記録装置ならびに動圧軸受装置の製造方法
JP2002323034A (ja) * 2001-02-21 2002-11-08 Makoto Kida ヒンジ装置
JP2006009846A (ja) * 2004-06-23 2006-01-12 Hitachi Powdered Metals Co Ltd 高荷重用すべり軸受

Family Cites Families (12)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP3185433B2 (ja) * 1992-12-29 2001-07-09 オイレス工業株式会社 内周面に固体潤滑剤を埋設固定した円筒状軸受
CN1084618A (zh) * 1993-04-19 1994-03-30 杜长春 自泵油润滑式径向力滑动轴承
US5704718A (en) * 1995-07-14 1998-01-06 Ntn Corporation Sintered oil-impregnated bearing and method for manufacturing same
US5746516A (en) * 1995-08-11 1998-05-05 Hitachi Powdered Metals Co., Ltd. Porous bearing system having internal grooves and electric motor provided with the same
JPH10231841A (ja) * 1997-02-21 1998-09-02 Daido Metal Co Ltd すべり軸受
DE19947462C1 (de) * 1999-10-02 2000-10-26 Simon Karl Gmbh & Co Kg Sintergleitlager für Motoren und Getriebe
CA2311096C (en) * 2000-06-02 2010-02-16 Peter T. Markovitch Bearing and bushing assembly
US20020112319A1 (en) 2001-02-21 2002-08-22 Makoto Kida Hinge
JP4204233B2 (ja) 2002-01-30 2009-01-07 日立粉末冶金株式会社 焼結含油滑り軸受および建設機械油圧ショベルまたはクレーン
JP2004301258A (ja) * 2003-03-31 2004-10-28 Toshiba Corp ジャーナル軸受
JP2005265010A (ja) * 2004-03-17 2005-09-29 Ishikawajima Harima Heavy Ind Co Ltd 動圧気体軸受
JP2008504737A (ja) * 2004-06-23 2008-02-14 クゥアルコム・インコーポレイテッド ネットワークパケットの効率的な分類

Patent Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2002323034A (ja) * 2001-02-21 2002-11-08 Makoto Kida ヒンジ装置
JP2002295457A (ja) * 2001-03-30 2002-10-09 Nippon Densan Corp 動圧軸受装置、回転駆動装置および記録装置ならびに動圧軸受装置の製造方法
JP2006009846A (ja) * 2004-06-23 2006-01-12 Hitachi Powdered Metals Co Ltd 高荷重用すべり軸受

Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US20120201485A1 (en) * 2009-10-30 2012-08-09 Masaru Kondo Sliding bearing
US8616774B2 (en) * 2009-10-30 2013-12-31 Taiho Kogyo Co., Ltd. Sliding bearing
WO2015099004A1 (ja) * 2013-12-27 2015-07-02 株式会社 荏原製作所 すべり軸受装置

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