WO2013002141A1 - ターボチャージャの軸受装置 - Google Patents

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WO2013002141A1
WO2013002141A1 PCT/JP2012/065999 JP2012065999W WO2013002141A1 WO 2013002141 A1 WO2013002141 A1 WO 2013002141A1 JP 2012065999 W JP2012065999 W JP 2012065999W WO 2013002141 A1 WO2013002141 A1 WO 2013002141A1
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floating bush
peripheral surface
rotor shaft
bearing
inner peripheral
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恵太郎 釜田
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三菱重工業株式会社
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    • F16C2360/23—Gas turbine engines
    • F16C2360/24—Turbochargers

Definitions

  • the present invention relates to a floating bush bearing suitable for a rotating machine having a high-speed rotating shaft such as a turbocharger.
  • the floating bush In the floating bush bearing, the floating bush is rotatably interposed in a gap between the rotating shaft and the bearing housing, and pressurized lubricating oil supplied from the bearing housing is supplied between the inner peripheral surface of the bearing housing and the outer peripheral surface of the floating bush.
  • the oil is supplied to the gap between the inner peripheral surface of the floating bush and the rotary shaft by a radial oil supply passage provided in the floating bush. And it is comprised so that a stable support may be performed and the seizure may be prevented while suppressing the vibration of the rotating shaft by the damping effect of the lubricating oil film formed in these gaps.
  • FIG. 7 shows a detailed view of a floating bush bearing that rotatably supports a rotating shaft of a high-speed rotating machine such as a turbocharger.
  • a turbocharger 0100 includes a pair of impellers 0102a and 0102b and a rotor shaft 0104 that integrally connects them.
  • the floating bush bearing 0110 includes a bearing housing 0112 and a floating bush 0114 that is interposed between the bearing housing 0112 and the rotor shaft 0104 and supports the rotor shaft 0104 in a rotatable manner.
  • Oil passages 0116 and 0118 are provided in the bearing housing 0112 and the floating bush 0114, respectively. Then, the lubricating oil passes through the oil passages 0116 and 0118 from the bearing housing 0112, and the clearance between the inner peripheral surface of the bearing housing 0112 and the outer peripheral surface of the floating bush 0114 and the clearance between the inner peripheral surface of the floating bush 0114 and the rotor shaft 0104. To be supplied.
  • the floating bush 0114 is rotatably arranged and rotates at a slower speed than the rotor shaft 0104 due to sliding resistance with the rotor shaft 0104. By forming an oil film in these gaps with lubricating oil, seizure and damage (abrasion) occurring on the sliding surfaces of the gaps are prevented.
  • Patent Document 1 Japanese Patent Application Laid-Open No. 58-14014 (Patent Document 1) has an oil supply passage that communicates between the inner and outer peripheral surfaces of the floating bush, and communicates with the oil supply passage on the outer peripheral surface or inner peripheral surface of the floating bush.
  • Patent Document 2 Japanese Patent Application Laid-Open No. 2007-46642
  • a spiral groove is provided on at least one of the inner peripheral surface and the outer peripheral surface of the full float bearing, and when the full float bearing rotates, the inner peripheral surface and the outer peripheral surface are rotated.
  • a technique is disclosed in which the distribution of the pressure received from the fluid (lubricating oil) on the inner peripheral surface and the outer peripheral surface changes along the axial direction by a spiral groove provided in at least one of the above. This change shows that the full float bearing is less likely to be in a stable state and self-excited vibration is suppressed.
  • Patent Document 1 the groove part connected to the oil supply path which connects between the inner and outer peripheral surfaces of a floating bush is provided in an outer peripheral surface or an inner peripheral surface, and the lack of lubricating oil is eliminated with the dynamic pressure of lubricating oil.
  • Patent Document 2 self-excited vibration of the full float bearing is suppressed by a structure in which a spiral groove is provided on at least one of the inner peripheral surface and the outer peripheral surface of the full float bearing. Therefore, these Patent Documents 1 and 2 do not disclose a structure that reduces the friction loss during low-speed rotation by rotating the rotor shaft at an early stage in the low-speed rotation range.
  • the present invention has been made in view of such problems, and the flow of the lubricating oil is received at a position avoiding the oil supply hole communicating with the inner peripheral surface of the floating bush and the inner peripheral surface of the floating bush.
  • the present invention achieves such an object, and includes a bearing housing having a bearing portion interposed between a turbine housing and a compressor housing of a turbocharger that pressurizes supply air to a combustion chamber of an internal combustion engine, and the bearing housing.
  • a rotor shaft of a turbine rotor that penetrates the interior;
  • An oil supply hole is provided between the bearing portion and the rotor shaft and communicates between the outer peripheral surface and the inner peripheral surface, and the lubricating oil from the bearing housing is supplied to the outer peripheral surface and the inner peripheral surface.
  • a floating bush configured to receive the flow of the lubricating oil at a position along the inner circumferential surface of the floating bush and avoiding communication with the oil supply hole. It is characterized in that a pressure receiving part to be generated is provided.
  • the pressure receiving portion is provided on the inner peripheral surface of the floating bush, the rotation of the floating bush by the rotor shaft is generated early in the low rotation region of the rotor shaft, thereby reducing the rotational frictional resistance of the rotor shaft. Further, it is possible to improve the supercharging pressure in the low speed range of the turbocharger.
  • a plurality of the pressure receiving portions are arranged at equal intervals in the circumferential direction of the inner peripheral surface.
  • the pressure receiving portion has a groove shape whose depth changes in the rotation direction of the rotor shaft while avoiding the oil supply hole.
  • the pressure receiving portion has a groove shape that becomes deeper in a rotation direction of the rotor shaft while avoiding the oil supply hole, and a final portion of the groove shape forms a pressure receiving surface.
  • the pressure receiving surface may be formed at a right angle or an acute angle with respect to the bottom surface forming the groove shape.
  • the pressure receiving portion has a groove shape that becomes deeper as it advances in the rotation direction, the lubricating oil is smoothly introduced into the groove shape portion along the rotation of the rotor shaft, so that bubbles and the like are generated.
  • the pressure receiving surface is formed at a right angle or an acute angle with respect to the bottom surface forming the groove shape, the lubricating oil hitting the pressure receiving surface is difficult to escape into the gap between the rotor shaft and the floating bush. Even in the low rotation range, the rotation starting force of the floating bush can be obtained effectively.
  • the width of the groove shape is narrowed along the rotation direction of the rotor shaft.
  • the width of the groove-shaped width is reduced along the rotational direction, so that the pressure increases between the groove-shaped portion and the rotor shaft until the lubricating oil reaches the pressure-receiving surface. Since the surface pressure becomes higher, the rotation of the floating bush can be easily started even in the low rotation region of the turbocharger.
  • the pressure receiving portions are arranged in a staggered manner on both sides of the center of the floating bush in the width direction.
  • the floating bush is preferably an offset bearing with respect to the rotor shaft.
  • a shaft system can be realized. Therefore, the accompanying rotation of the floating bush by the rotor shaft is generated at an early stage to reduce the friction loss in the low rotation region of the turbocharger, and the rotor shaft can be stably supported in the high rotation region.
  • the pressure receiving portion is provided on the inner peripheral surface of the floating bush, the rotation of the floating bush by the rotor shaft is generated early in the low rotation region of the rotor shaft, and the rotational friction resistance of the rotor shaft is reduced. This can reduce the supercharging pressure in the low speed range of the turbocharger.
  • the expanded sectional view of the bearing device of the turbocharger concerning a 1st embodiment of the present invention is shown.
  • (A) is a schematic view of the floating bush bearing of the first embodiment
  • (B) is a view taken along the line ZZ of (A)
  • (C) is a modification of (B).
  • the internal peripheral surface partial expansion perspective view of the floating bush bearing of 1st Embodiment is shown.
  • (A) shows the schematic of the floating bush bearing concerning 2nd Embodiment.
  • (A) is a schematic view of a floating bush bearing according to the third embodiment, and (B) is a view taken along the line YY of (A).
  • the schematic of the floating bush bearing concerning 4th Embodiment is shown. An explanatory view of prior art is shown.
  • FIG. 1 is a detailed view of a floating bush bearing that rotatably supports high-speed rotation of a turbocharger embodying the present invention.
  • a turbocharger 1 is supplied to an engine by an exhaust turbine 14 driven by exhaust gas of an internal combustion engine (hereinafter referred to as “engine”), a turbine housing 11 covering the exhaust turbine 14, and a driving force of the exhaust turbine 14.
  • engine an internal combustion engine
  • a compressor impeller 15 that pressurizes the supply air, a compressor housing 12 that covers the compressor impeller 15, a rotor shaft 16 that integrally connects the exhaust turbine 14 and the compressor impeller 15, a turbine housing 11 and the compressor housing 12, And a bearing housing 13 that supports the rotor shaft 16, a thrust bearing 16 b that receives the thrust load of the rotor shaft 16, and tightening by a fastening member (not shown) from the compressor impeller 15 side.
  • Compressor impeller 15 It is constituted by a sleeve 16c which the determining.
  • the bearing housing 13 is provided with a first floating bush bearing 17 that supports the rotor shaft 16 on the compressor impeller 15 side, and a second floating bush bearing 18 that supports the exhaust turbine 14 side.
  • the first floating bush bearing 17 includes a bearing portion 13d formed in the bearing housing 13 and a first floating bush 19 that is fitted in the bearing portion 13d and in which the rotor shaft 16 is disposed.
  • the first floating bush 19 is formed in an annular shape, and is provided with an oil supply hole 19a penetrating from the outer peripheral surface to the inner peripheral surface.
  • the second floating bush bearing 18 includes a bearing portion 13d formed in the bearing housing 13 and a second floating bush 20 that is fitted in the bearing portion 13d and in which the rotor shaft 16 is disposed. ing.
  • the second floating bush 20 is formed in an annular shape, and is provided with an oil supply hole 20a penetrating from the outer peripheral surface to the inner peripheral surface.
  • Lubricating oil is fed to the floating bush bearings 17 and 18 through a pipe (not shown) connected to the connection port 13a of the bearing housing 13.
  • the compressor side lubricating oil passage 13c is an oil passage inclined linearly from the connection port 13a toward the first floating bush bearing 17 side.
  • the lubricating oil fed to the first floating bush bearing 17 side is also fed to the first floating bush bearing 17 and between the first floating bush bearing 17 and the thrust bearing 16b to lubricate the part. Cooling is in progress.
  • the turbine-side lubricating oil passage 13b is an oil passage inclined linearly from the connection port 13a toward the second floating bush bearing 18 side.
  • the lubricating oil fed to the second floating bush bearing 18 side is fed to the second floating bush bearing 18 and the enlarged diameter portion of the rotor shaft 16 on the exhaust turbine 14 side to lubricate and cool the portion. Yes.
  • the lubricating oil fed to the first floating bush bearing 17 fills the gap between the bearing portion 13d and the first floating bush 19 and passes through the oil supply hole 19a penetrating from the outer peripheral side of the first floating bush 19 to the inner peripheral side. As shown, the first floating bush 19 and the support shaft portion 16a of the rotor shaft 16 are supplied.
  • the lubricating oil sent to the second floating bush bearing 18 fills the gap between the bearing portion 13d and the second floating bush 20, and passes through the oil supply hole 20a penetrating from the outer peripheral side to the inner peripheral side of the second floating bush 20. As a result, the second floating bush 20 is supplied between the second floating bush 20 and the support shaft portion 16 a of the rotor shaft 16.
  • the floating bushes 19 and 20 and the rotor shaft 16 are each floated and supported by the lubricating oil with respect to the bearing housing 13.
  • the first floating bush bearing 17 including the first floating bush 19
  • the second floating bush bearing 18 including the second floating bush 20
  • the “first floating bush bearing 17” will be described as the “floating bush bearing 17”
  • the “first floating bush 19” will be described as the “floating bush 19”.
  • FIG. 2 shows the floating bush bearing 17 of the present invention, which will be described with reference to FIG. 2A is a schematic view of the floating bush bearing of the first embodiment, FIG. 2B is a view taken along the line ZZ of FIG. 2A, and FIG. 2C is a modification of FIG.
  • the floating bush 19 constituting the floating bush bearing 17 is disposed so as to have a gap ⁇ for forming an oil film between the bearing portion 13 d of the bearing housing 13 and the outer peripheral surface 19 b of the floating bush 19. Between the inner peripheral surface 19 c of the floating bush 19 and the support shaft portion 16 a of the rotor shaft 16, there is a loose fit with a gap ⁇ for forming an oil film.
  • Lubricating oil is pumped into the gaps ⁇ and ⁇ through the compressor side lubricating oil passage 13c (same as the turbine side lubricating oil passage 13b) in the bearing housing 13.
  • the lubricating oil fills the clearance ⁇ , passes through the oil supply hole 19a of the floating bush 19, fills the clearance ⁇ between the inner peripheral surface 19c of the floating bush 19 and the support shaft portion 16a, and the rotor shaft 16 is floated by the lubricating oil.
  • a pressure receiving portion 25 that generates pressure by receiving the flow of the lubricating oil on the inner peripheral surface 19c of the floating bush 19 along the rotational direction of the rotor shaft 16 and at a position avoiding communication with the oil supply hole 19a.
  • the pressure receiving portion 25 is a groove 25 b in which the bottom surface 25 c smoothly and deeply (in the radial direction) from the inner peripheral surface 19 c of the floating bush 19 toward the pressure receiving surface 25 a in the rotation direction of the rotor shaft 16. It is comprised by.
  • the pressure receiving part 25 is arrange
  • the oil supply hole 19a is provided on one side of the side portion, but it may be provided on both sides (see FIG. 2B) with the oil supply hole 19a as the center.
  • the pressure receiving surface 25a is formed such that the angle ⁇ formed by the pressure receiving surface 25a and the bottom surface 25c of the groove 25b is a right angle or an acute angle.
  • the floating bush 19 is disposed at two equal intervals in the circumferential direction on the inner peripheral surface 19c, the rotational force generated in the floating bush 19 is balanced in the circumferential direction, and the fluctuation of the rotational force accompanying the floating bush is changed. By making it small, it is possible to suppress the occurrence of rotating noise and rotating spots of the floating bush.
  • the pressure receiving portion 25 has a groove shape that becomes deeper as it advances in the rotation direction, since the lubricating oil is smoothly introduced into the groove shape portion along the rotation of the rotor shaft, generation of bubbles (cavitation) and the like is suppressed, Rotation unevenness (rotational resistance due to air bubbles) of the floating bush is eliminated, and the dynamic pressure of the lubricating oil acts on the pressure receiving surface 25a, so that the pressure can be increased efficiently.
  • the pressure receiving surface 25a is formed so that the angle ⁇ formed by the pressure receiving surface 25a and the bottom surface 25c of the groove 25b is a right angle or an acute angle, so that the lubricating oil received by the pressure receiving surface 25a is applied to the rotor shaft 16 and the floating bush 19.
  • the width W of the groove 25b is constant, if the width W is narrowed toward the rotational direction, the pressure increases between the groove-shaped portion and the rotor shaft until the lubricating oil reaches the pressure receiving surface 25a. Since the pressure on the pressure receiving surface 25a becomes higher, the rotational force of the floating bush 19 can be further increased.
  • the pressure receiving portions 25 are arranged at two equal intervals in the circumferential direction, but the circumferential length of the pressure receiving portions 25 is shortened, and the pressure receiving portions 25 are arranged in a staggered manner on both sides. May be. [FIG.
  • the pressure receiving surface of the floating bush is increased, the rotation starting force of the floating bush is increased in the low rotation region of the rotor shaft, and the rotor shaft and the floating bush are compared with the case where the pressure receiving portions are arranged in the same phase.
  • the bearing area can be prevented from decreasing, and the support shaft is stabilized.
  • FIG. 4A shows a schematic shape of the floating bush bearing according to the second embodiment of the present invention
  • FIG. 4B shows a ZZ arrow view of FIG.
  • this embodiment is the same except for the shape of the floating bush, description of the whole structure of the turbocharger 1 is abbreviate
  • FIG. 4A shows a schematic shape of the floating bush bearing 21, and the floating bush 22 constituting the floating bush bearing 21 forms an oil film between the bearing portion 13 d of the bearing housing 13 and the outer peripheral surface 22 b of the floating bush 22.
  • a clearance ⁇ Between the inner peripheral surface 22 c of the floating bush 22 and the support shaft portion 16 a of the rotor shaft 16, there is a loose fit with a gap ⁇ for forming an oil film.
  • Lubricating oil is pumped into the gaps ⁇ and ⁇ through the compressor side lubricating oil passage 13c (same as the turbine side lubricating oil passage 13b) in the bearing housing 13.
  • the lubricating oil fills the clearance ⁇ , passes through the oil supply hole 22a of the floating bush 22, fills the clearance ⁇ between the inner peripheral surface 22c of the floating bush 22 and the support shaft portion 16a, and the rotor shaft 16 floats due to the oil film of the lubricating oil. It is supported by the state.
  • a pressure receiving portion 23 that generates pressure by receiving the flow of the lubricating oil on the inner peripheral surface 22c of the floating bush 22 along the rotational direction of the rotor shaft 16 and avoiding communication with the oil supply hole 22a. are provided at two locations at equal intervals in the circumferential direction. As shown in FIG. 4, the pressure receiving portion 23 has a bottom surface 23 b that is a pressure receiving surface that is smoothly shallow along the rotation direction on the inner peripheral surface 22 c of the floating bush 22 in the rotation direction of the rotor shaft 16 (in the radial direction). ). The bottom surface 23b is a surface in which the lubricating oil comes into contact with an inclined surface that becomes shallower and causes an acting force in the rotational direction.
  • channel 23a which is the pressure receiving part 23 is arrange
  • the floating bush 22 is arranged at two equal intervals in the circumferential direction on the inner peripheral surface 22c, the rotational force generated in the floating bush 22 is balanced in the circumferential direction, and the floating bush 19 rotates together. By reducing the fluctuation of the force, it is possible to suppress the rotation noise of the floating bush and the occurrence of rotation spots. Further, since the pressure receiving portion 23 has a groove shape that becomes shallower as it advances in the rotation direction, the lubricating oil comes into contact with the inclined surface to generate an acting force in the rotation direction.
  • FIG. 5A shows a schematic shape of the floating bush bearing 26 according to the third embodiment of the present invention
  • FIG. 5B shows a view taken along the line YY of FIG.
  • this embodiment is the same except for the shape of the floating bush
  • description of the whole structure of the turbocharger 1 is abbreviate
  • the floating bush 27 constituting the floating bush bearing 26 has a gap ⁇ for forming an oil film between the bearing portion 13 d of the bearing housing 13 and the outer peripheral surface 27 b of the floating bush 27.
  • a pressure receiving portion 28 is provided on the inner peripheral surface 27c of the floating bush 27 along the inner peripheral surface 27c and in the circumferential direction of the oil supply hole 27a.
  • the pressure receiving portion 28 is formed by a groove 28a having substantially the same depth in the circumferential direction.
  • the circumferential wall surface 28c of each groove is formed so that an angle ⁇ formed with the bottom surface 28b is a right angle or an acute angle.
  • the pressure receiving portion 28 is formed so that the lubricating oil comes into contact with the wall surface 28c on the rotation direction side in FIG.
  • the pressure receiving portion 28 is disposed between the oil supply hole 27a and the oil supply hole 27a.
  • the oil supply hole 27a may be provided on both sides with the oil supply hole 27a as the center, or both may be combined. May be. Further, although the width W of the groove 25b is constant, if the width W is narrowed in the rotational direction, the rotational force of the floating bush 27 can be further increased.
  • the floating bush 27 since the floating bush 27 has a large number of pressure receiving portions 28 disposed between the oil supply hole 27a and the oil supply hole 27a, the rotational starting force of the floating bush 27 is likely to increase even in the low rotation region of the rotor shaft 16. Have. *
  • FIG. 6 is an enlarged cross-sectional view of a floating bush according to a fourth embodiment of the present invention.
  • this embodiment is the same except for the shape of the floating bush, description of the whole structure of the turbocharger 1 is abbreviate
  • the floating bush 31 constituting the floating bush bearing 30 is disposed so as to have a gap ⁇ for forming an oil film between the bearing portion 13 d of the bearing housing 13 and the outer peripheral surface 31 b of the floating bush 31.
  • the inner peripheral surface 31a of the floating bush 31 is formed in a multi-arc shape having two centers (C1, C2) of the radius R of the arc (the radial thickness of the floating bush bearing 30 varies as shown in FIG. 6). ing. Therefore, the floating bush 31 is disposed in an offset relative to the rotor shaft 16.
  • the inner peripheral surface 31a of the floating bush 31 is formed in a multi-arc shape, but the outer peripheral surface 31b of the floating bush 31 may be formed in a multi-arc shape, or the inner periphery and the outer peripheral surface are formed. Even if it is formed in a multi-arc shape, the same effect can be obtained.
  • a pressure receiving portion 32 that receives the flow of the lubricating oil and generates pressure on the inner peripheral surface 31a of the floating bush 31 along the rotational direction of the rotor shaft 16 and at a position avoiding communication with the oil supply hole 31c. are provided at two locations at equal intervals in the circumferential direction.
  • a groove 32d is formed along the rotational direction of the rotor shaft 16 so that the bottom surface 32c is smoothly deep (in the radial direction) from the inner peripheral surface 31a of the floating bush 31 toward the first pressure receiving surface 32a.
  • the wall portion forming the groove 32d is an intermediate portion from the base point P of the wall portion toward the pressure receiving surface 25a and the intermediate portion in the depth direction of the groove 32d (the radial direction of the floating bush 31).
  • a second pressure receiving surface 32b in the circumferential direction is formed.
  • the second pressure receiving surface 32b forms an angle ⁇ 2 formed with the thickness surface of the wall surface of the deleted groove 32d at a right angle or an acute angle, so that the rotational starting force of the floating bush 31 is easily increased.
  • the floating bush 31 further increases the follow-up starting force with respect to the rotor shaft 16 in the low rotation region of the rotor shaft 16 by the second pressure receiving surface 32b in addition to the first pressure receiving surface 32a. Further performance improvement in the region is achieved.
  • the clearance between the inner peripheral surface 31a and the rotor shaft 16 or the outer peripheral surface depending on the radial direction since the gap between 31b and the bearing housing 13 changes (different) depending on the direction in the radial direction, the spring constant and the damping characteristic of the oil film formed in the gap also change depending on the direction in the radial direction. A rotating shaft system in which vibration is not likely to occur can be realized.
  • the accompanying rotation of the floating bush 31 by the rotor shaft 16 is generated early, so that the friction loss in the low rotation region of the turbocharger is reduced and the stable support shaft of the rotor shaft 16 in the high rotation region is possible.
  • the shape of the inner peripheral surface 31 a of the floating bush 31 is such that the arc becomes smaller in thickness along the rotation direction of the rotor shaft 16, but the arc extends along the rotation direction of the rotor shaft 16. Thus, the same effect can be obtained even when the thickness is increased.
  • the turbocharger 1 reduces the rotational resistance between the floating bush 31 and the rotor shaft 16 even in the low speed rotation region.
  • an effect of improving the supercharging pressure of the turbocharger 1 in the low speed region can be obtained, and the support shaft of the rotor shaft 16 in the high speed region can be stabilized by using the floating bush 31 as an offset bearing.
  • the gap between the inner peripheral surface and the rotor shaft, or the outer peripheral surface at least between the inner peripheral surface 19c and the support shaft portion 16a of the rotor shaft 16 or between the outer peripheral surface and the bearing housing. Since the gap with the bearing housing changes (different) depending on the direction in the radial direction, the spring constant and damping characteristics of the oil film formed in the gap also change depending on the direction in the radial direction, and oil whip (self-excited vibration) occurs. A rotating shaft system that is unlikely to occur can be realized.
  • the rotation of the floating bush by the rotor shaft can be caused at an early stage to reduce the friction loss in the low rotation region of the turbocharger and increase the rotational action force, and the stable support of the rotor shaft in the high rotation region.
  • An axis is possible.
  • the pressure receiving portion is provided on the inner peripheral surface of the floating bush, the rotation of the floating bush by the rotor shaft is generated early in the low rotation region of the rotor shaft, and the rotational friction resistance of the rotor shaft is reduced. Since it can reduce and increase the rotational force in the low rotation range, it can be applied to a rotating machine such as a turbocharger.

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Abstract

浮動ブッシュの内周面に、該浮動ブッシュの内外周面を連通する給油孔を避けた位置に、潤滑油の流れを受け止めて圧力を発生させる受圧部を設けることにより、浮動ブッシュを低速回転域の早い時期にロータ軸に対し連れ回りさせて、低速回転時における摩擦損失の低減を図り、ターボチャージャの低速回転域での過給圧力上昇を図ることを目的とし、ターボチャージャ１の軸受部１３ｄを有する軸受ハウジング１３と、該軸受ハウジング１３内を貫通するロータ軸１６と、軸受部１３ｄとロータ軸１６との間に介装され、外周面１９ｂと内周面１９ｃとを連通する給油孔１９ａを介して潤滑油を外周面１９ｂと内周面１９ｃに供給されるようにした浮動ブッシュ１９とを備え、浮動ブッシュ１９の内周面１９ｃに、給油孔１９ａとの連通を避けた位置に、潤滑油の流れを受け止めて圧力を発生させる受圧部２５を設けたことを特徴とする。

Description

ターボチャージャの軸受装置
　本発明は、ターボチャージャなどの高速回転軸を有する回転機械に好適である浮動ブッシュ軸受に関する。
　浮動ブッシュ軸受は、回転軸と軸受ハウジングとの隙間に浮動ブッシュを回転可能に介装させ、軸受ハウジングから供給される加圧された潤滑油を軸受ハウジング内周面と浮動ブッシュの外周面との間に供給すると共に、浮動ブッシュに設けた半径方向の給油路によって、浮動ブッシュ内周面と回転軸との隙間に供給する。
　そして、これらの隙間に形成された潤滑油膜の減衰効果によって回転軸の振動を抑制しながら安定した支持を行い、且つ焼付きを防止するように構成されている。
　図７に、ターボチャージャなどの高速回転機械の回転軸を回転可能に支持する浮動ブッシュ軸受の詳細図を示す。
　図７において、ターボチャージャ０１００は、一対の羽根車０１０２ａ及び０１０２ｂとこれらを一体的に連結するロータ軸０１０４からなる。浮動ブッシュ軸受０１１０は、軸受ハウジング０１１２と、該軸受ハウジング０１１２とロータ軸０１０４との間に介装されて、ロータ軸０１０４を回転可能に支持する浮動ブッシュ０１１４とから構成されている。
　軸受ハウジング０１１２及び浮動ブッシュ０１１４には、夫々油路０１１６及び０１１８が設けられている。そして、潤滑油は軸受ハウジング０１１２から油路０１１６及び０１１８を通って、軸受ハウジング０１１２の内周面と浮動ブッシュ０１１４の外周面の隙間、及び浮動ブッシュ０１１４の内周面とロータ軸０１０４との隙間に供給される。
　浮動ブッシュ０１１４は回転可能に配設され、ロータ軸０１０４との摺動抵抗によりロータ軸０１０４より遅い速度で連れ回りする。
　潤滑油でこれらの隙間に油膜を形成することで、該隙間の摺動面に発生する焼付き、損傷（磨耗）を防止している。　
　また、特開昭５８－１４２０１４号公報（特許文献１）には浮動ブッシュの内外周面間を連通する給油路を設けると共に、浮動ブッシュの外周面又は、内周面に該給油路に連通した溝部を形成し、該溝部の隙間に潤滑油による高い動圧力を発生させることにより、浮動ブッシュの内外周面への潤滑油の供給を行い、内外周面の焼付き、損傷を防止する技術が開示されている。
　更に、特開２００７－４６６４２号公報（特許文献２）においては、フルフロートベアリングの内周面及び外周面の少なくとも一方に螺旋溝が設けられて、フルフロートベアリングが回転すると内周面及び外周面の少なくとも一方に設けられた螺旋溝により、内周面及び外周面が流体（潤滑油）から受ける圧力の分布が軸方向に沿って変化する技術が開示されている。この変化によってフルフロートベアリングが安定状態となりにくく、自励振動を抑制するようにしたものが示されている。
特開昭５８－１４２０１４号公報 特開２００７－４６６４２号公報
　特許文献１においては、浮動ブッシュの内外周面間を連通する給油路に連通した溝部を外周面又は、内周面に設け、潤滑油の動圧力によって、潤滑油不足を解消するものである。
　更に、特許文献２においては、フルフロートベアリングの内周面及び外周面の少なくとも一方に螺旋溝が設けられている構造によって、フルフロートベアリングの自励振動を抑制するようにしたものである。
　従って、これら特許文献１、２には、低速回転域の早い時期にロータ軸に対し連れ回りさせて、低速回転時における摩擦損失を低減させるような構造については開示されていない。
　そこで、本発明はこのような不具合に鑑み成されたもので、浮動ブッシュの内周面に、該浮動ブッシュの内外周面を連通する給油孔を避けた位置に、潤滑油の流れを受け止めて圧力を発生させる受圧部を設けることにより、浮動ブッシュを低速回転域の早い時期にロータ軸に対し連れ回りさせて、低速回転時における摩擦損失の低減を図り、ターボチャージャの低速回転域での過給圧力上昇を図ることを目的とする。
　本発明はかかる目的を達成するもので、内燃機関の燃焼室への給気を加圧するターボチャージャのタービンハウジングとコンプレッサハウジングとの間に介装され、軸受部を有する軸受ハウジングと、該軸受ハウジング内を貫通するタービンロータのロータ軸と、
　前記軸受部と前記ロータ軸との間に介装されると共に、外周面と内周面とを連通する給油孔を設け、前記軸受ハウジングからの潤滑油を前記外周面と前記内周面に供給されるようにした浮動ブッシュと、を備え、前記浮動ブッシュの内周面に、該内周面に沿い且つ、前記給油孔との連通を避けた位置に、潤滑油の流れを受け止めて圧力を発生させる受圧部を設けたことを特徴とすることを特徴とする。
　かかる発明において、浮動ブッシュの内周面に受圧部を設けたので、ロータ軸の低回転域において、浮動ブッシュのロータ軸による連れ回りを早期に発生させて、ロータ軸の回転摩擦抵抗を軽減し、ターボチャージャの低回転域での過給圧力向上を図ることができる。
　また、本願発明において好ましくは、前記受圧部は前記内周面の周方向へ等間隔に複数配設するとよい。
　このような構成にすることにより、浮動ブッシュに発生する回転力を周方向においてバランスさせ、浮動ブッシュの連れ回りの回転力の変動を小さくすることにより、浮動ブッシュの回転騒音、回転斑の発生を抑制する。
　また、本願発明において好ましくは、前記受圧部は前記給油孔を避けて前記ロータ軸の回転方向へ向かって深さが変化する溝形状にするとよい。
　このような構成にすることにより、受圧部の溝の底面深さを変化させることにより、潤滑油の回転に対向する斜面（又は垂直面）に潤滑油があたり、浮動ブッシュの回転力を生起させて、浮動ブッシュの回転をターボチャージャの低回転域においても容易に起動させることができる。
　また、本願発明において好ましくは、前記受圧部は前記給油孔を避けて前記ロータ軸の回転方向へ向かって深くなる溝形状で、該溝形状の最終部が受圧面を形成するとよく、さらに、前記受圧面は前記溝形状を形成する底面と成す角度θを直角又は、鋭角に形成するとよい。
　このような構成にすることにより、前記受圧部は回転方向に進むに従い、深くなる溝形状なので、潤滑油がロータ軸の回転に沿って滑らかに溝形状部に導入されるので、気泡等の発生が抑えられ、浮動ブッシュの回転斑（気泡による回転抵抗）をなくし、受圧面に効率よく圧力を発生させることができ、浮動ブッシュの回転をターボチャージャの低回転域においても容易に起動させることができる。
　さらに、受圧面が前記溝形状を形成する底面と成す角度θを直角又は、鋭角に形成されているため、受圧面に当たった潤滑油がロータ軸と浮動ブッシュとの隙間に逃げ難く、ロータ軸の低回転域においても浮動ブッシュの回転起動力を効果的に得ることができる。
　また、本願発明において好ましくは、前記溝形状の幅は、前記ロータ軸の回転方向に沿って狭くするとよい。
　このような構成にすることにより、溝形状の幅の幅が回転方向に沿って狭くしたので、潤滑油が受圧面に至るまでに、溝形状部分とロータ軸との間において圧力が高まり、受圧面の圧力がより高くなるので、浮動ブッシュの回転をターボチャージャの低回転域においても容易に起動させることができる。
　また、本願発明において好ましくは、前記受圧部は前記浮動ブッシュの幅方向中心の両側に千鳥状に配設されるとよい。
　このような構成にすることにより、浮動ブッシュの受圧面を多く配置でき、ロータ軸の低回転域において浮動ブッシュの回転起動力が高くなると共に、受圧部を同位相（中心に対して片側）に配設した場合に比べ、ロータ軸と浮動ブッシュとの軸受面積が少なくなるのを防止でき支軸が安定する。
　また、本願発明において好ましくは、前記浮動ブッシュをロータ軸に対しオフセット軸受としたことを特徴とする。
　このような構成にすることにより、内周面とロータ軸との間、又は外周面と軸受ハウジングとの間の少なくとも一方において、内周面とロータ軸との隙間、又は外周面と軸受ハウジングとの隙間が、ラジアル方向の向きによって変化する（異なる）ので、その隙間に形成される油膜のバネ定数及び、減衰特性もラジアル方向の向きによって変化し、オイルウィップ（自励振動）が生じ難い回転軸系が実現できる。
　従って、浮動ブッシュのロータ軸による連れ回りを早期に発生させて、ターボチャージャの低回転域における摩擦損失を低減させると共に、高回転域におけるロータ軸の安定支軸が可能となる。
　本発明によれば、浮動ブッシュの内周面に受圧部を設けたので、ロータ軸の低回転域において、浮動ブッシュのロータ軸による連れ回りを早期に発生させて、ロータ軸の回転摩擦抵抗を軽減し、ターボチャージャの低回転域での過給圧力向上を図ることができる。
本発明の第１実施形態にかかるターボチャージャの軸受装置の拡大断面図を示す。 （Ａ）は第１実施形態の浮動ブッシュ軸受の概略図を示し、（Ｂ）は（Ａ）のＺ－Ｚ矢視図、（Ｃ）は（Ｂ）の変形例を示す。 第１実施形態の浮動ブッシュ軸受の内周面部分拡大斜視図を示す。 （Ａ）は第２実施形態にかかる浮動ブッシュ軸受の概略図を示す。 （Ａ）は第３実施形態にかかる浮動ブッシュ軸受の概略図を示し、（Ｂ）は（Ａ）のＹ－Ｙ矢視図を示す。 第４実施形態にかかる浮動ブッシュ軸受の概略図を示す。 従来技術の説明図を示す。
（第１実施形態）
　図１に、本発明を実施したターボチャージャの高速回転を回転可能に支持する浮動ブッシュ軸受の詳細図を示す。
　図１において、ターボチャージャ１は、内燃機関（以後「エンジン」と称す）の排ガスによって駆動される排気タービン１４と、該排気タービン１４を覆うタービンハウジング１１と、排気タービン１４の駆動力によってエンジンへの給気を加圧するコンプレッサインペラ１５と、該コンプレッサインペラ１５を覆うコンプレッサハウジング１２と、排気タービン１４とコンプレッサインペラ１５とを一体的に連結するロータ軸１６と、タービンハウジング１１とコンプレッサハウジング１２と、の間に介装され該ロータ軸１６を軸支する軸受ハウジング１３と、ロータ軸１６のスラスト荷重を受けるスラストベアリング１６ｂと、コンプレッサインペラ１５側からの締結部材（図示省略）による締付に対し該コンプレッサインペラ１５の位置決めをするスリーブ１６ｃとで構成されている。
　軸受ハウジング１３には、該ロータ軸１６のコンプレッサインペラ１５側を支軸する第１浮動ブッシュ軸受１７と、排気タービン１４側を支軸する第２浮動ブッシュ軸受１８と、が配設されている。
　第１浮動ブッシュ軸受１７は、軸受ハウジング１３に形成された軸受部１３ｄと、該軸受部１３ｄに内嵌し、内部にロータ軸１６が配設される第１浮動ブッシュ１９とで構成されている。
　第１浮動ブッシュ１９は環状に形成され、外周面から内周面に貫通した給油孔１９ａが配設されている。
　また、第２浮動ブッシュ軸受１８は、軸受ハウジング１３に形成された軸受部１３ｄと、該軸受部１３ｄに内嵌し、内部にロータ軸１６が配設される第２浮動ブッシュ２０とで構成されている。
　第２浮動ブッシュ２０は環状に形成され、外周面から内周面に貫通した給油孔２０ａが配設されている。
　浮動ブッシュ軸受１７及び、１８には軸受ハウジング１３の連結口１３ａに連結された配管（図示省略）によって潤滑油が送油されている。
　コンプレッサ側潤滑油路１３ｃは第１浮動ブッシュ軸受１７側に連結口１３ａから直線状に傾斜させた油路になっている。第１浮動ブッシュ軸受１７側に送油された潤滑油は、第１浮動ブッシュ軸受１７と、該第１浮動ブッシュ軸受１７とスラストベアリング１６ｂとの間にも送油させて、当該部の潤滑と冷却を行っている。
　一方、タービン側潤滑油路１３ｂは第２浮動ブッシュ軸受１８側に連結口１３ａから直線状に傾斜させた油路になっている。第２浮動ブッシュ軸受１８側に送油された潤滑油は、第２浮動ブッシュ軸受１８と、ロータ軸１６の排気タービン１４側の拡径部に送油されて当該部の潤滑と冷却を行っている。
　そして、第１浮動ブッシュ軸受１７に送油された潤滑油は、軸受部１３ｄと第１浮動ブッシュ１９の隙間を満たし、第１浮動ブッシュ１９の外周側から内周側に貫通した給油孔１９ａを通り、第１浮動ブッシュ１９とロータ軸１６の支軸部１６ａとの間に供給される。
　また、第２浮動ブッシュ軸受１８に送油された潤滑油は、軸受部１３ｄと第２浮動ブッシュ２０の隙間を満たし、第２浮動ブッシュ２０の外周側から内周側に貫通した給油孔２０ａを通り、第２浮動ブッシュ２０とロータ軸１６の支軸部１６ａとの間に供給される。
そして、浮動ブッシュ１９及び、２０とロータ軸１６夫々を軸受ハウジング１３に対し潤滑油にて浮動支持させた構成になっている。
　尚、説明上混乱を避けるため、第１浮動ブッシュ軸受１７（含む第１浮動ブッシュ１９）と第２浮動ブッシュ軸受１８（含む第２浮動ブッシュ２０）は同形状になっているにも係わらず説明した。
　従って、以後は「第１浮動ブッシュ軸受１７」を「浮動ブッシュ軸受１７」として、さらに「第１浮動ブッシュ１９」を「浮動ブッシュ１９」として説明する。
　図２に本発明の浮動ブッシュ軸受１７を示し、図２に基づいて説明する。
　図２（Ａ）は第１実施形態の浮動ブッシュ軸受の概略図を示し、（Ｂ）は（Ａ）のＺ－Ｚ矢視図、（Ｃ）は（Ｂ）の変形例を示す。
　浮動ブッシュ軸受１７を構成する浮動ブッシュ１９は軸受ハウジング１３の軸受部１３ｄと浮動ブッシュ１９の外周面１９ｂとの間に油膜を形成するための隙間αを有するように配置されている。
　浮動ブッシュ１９の内周面１９ｃとロータ軸１６の支軸部１６ａとの間に油膜を形成するための隙間βを有して遊嵌している。
　これらの隙間α、βには、軸受ハウジング１３内のコンプレッサ側潤滑油路１３ｃ（タービン側潤滑油路１３ｂも同様）を通って潤滑油が圧送されてくる。
　潤滑油は隙間αを満たしながら、浮動ブッシュ１９の給油孔１９ａを通って、浮動ブッシュ１９の内周面１９ｃと支軸部１６ａとの隙間βを満たし、ロータ軸１６は潤滑油によって浮いた状態に支持される。
　そして、浮動ブッシュ１９の内周面１９ｃには、ロータ軸１６の回転方向に沿い、且つ、給油孔１９ａとの連通を避けた位置に、潤滑油の流れを受けて圧力を発生させる受圧部２５が周方向へ等間隔で２箇所に設けられている。
　図３に示すように、受圧部２５は、ロータ軸１６の回転方向に向かって、浮動ブッシュ１９の内周面１９ｃから受圧面２５ａに向け底面２５ｃが滑らかに深く（ラジアル方向へ）なる溝２５ｂにより構成されている。
　そして、受圧部２５は、給油孔１９ａを避けて内周面に沿って配設されている。
　尚、図３では給油孔１９ａの側部の片側に配設してあるが、給油孔１９ａを中心にして両サイド〔図２（Ｂ）参照〕に設けてもよい。
　また、本実施形態において、受圧面２５ａは該受圧面２５ａと溝２５ｂの底面２５ｃとの成す角度θが直角又は鋭角に形成してある。
　従って、浮動ブッシュ１９は内周面１９ｃに周方向へ２箇所等間隔に配設したので、浮動ブッシュ１９に発生する回転力を周方向においてバランスさせ、浮動ブッシュの連れ回りの回転力の変動を小さくすることにより、浮動ブッシュの回転騒音、回転斑の発生を抑制することができる。
　また、受圧部２５は回転方向に進むに従い、深くなる溝形状なので、潤滑油がロータ軸の回転に沿って滑らかに溝形状部に導入されるので、気泡（キャビテーション）等の発生が抑えられ、浮動ブッシュの回転斑（気泡による回転抵抗）をなくし、受圧面２５ａに潤滑油の動圧が作用して効率よく圧力を高めることができる。
　更に、受圧面２５ａは該受圧面２５ａと溝２５ｂの底面２５ｃとの成す角度θが直角又は鋭角に形成してあるので、受圧面２５ａに受け止められた潤滑油がロータ軸１６と浮動ブッシュ１９との隙間に逃げ難く、ロータ軸１６の低回転域においても浮動ブッシュ１９の回転起動力が高くなり易くなる効果を有している。
　さらに、溝２５ｂの幅Ｗを一定にしてあるが、回転方向に向かうに従い幅Ｗを狭めると、潤滑油が受圧面２５ａに至るまでに、溝形状部分とロータ軸との間において圧力が高まり、受圧面２５ａの圧力がより高くなるので、さらに、浮動ブッシュ１９の回転作用力を大きくすることができる。
　また、さらに本実施形態では、受圧部２５を周方向へ２箇所等間隔に配設したが、受圧部２５の周方向の長さを短くして、受圧部２５は両サイドに千鳥状に配置してもよい。〔図２（ｃ）〕
　この場合、浮動ブッシュの受圧面が多くなり、ロータ軸の低回転域において浮動ブッシュの回転起動力が高くなると共に、受圧部を同位相に配設した場合に比べ、ロータ軸と浮動ブッシュとの軸受面積が少なくなるのを防止でき、支軸が安定する。
（第２実施形態）
　図４（Ａ）は本発明の第２実施形態にかる浮動ブッシュ軸受の概略形状を示し、（Ｂ）は（Ａ）のＺ－Ｚ矢視図を示す。
　尚、本実施形態は浮動ブッシュの形状以外は同じなので、ターボチャージャ１の全体構造の説明は省略し、同じものは同一符号を付与して説明を省略し、浮動ブッシュの形状のみを説明する。
　図４（Ａ）は浮動ブッシュ軸受２１の概略形状を示し、浮動ブッシュ軸受２１を構成する浮動ブッシュ２２は軸受ハウジング１３の軸受部１３ｄと浮動ブッシュ２２の外周面２２ｂとの間に油膜を形成するための隙間αを有するように配置されている。
　浮動ブッシュ２２の内周面２２ｃとロータ軸１６の支軸部１６ａとの間に油膜を形成するための隙間βを有して遊嵌している。
　これらの隙間α、βには、軸受ハウジング１３内のコンプレッサ側潤滑油路１３ｃ（タービン側潤滑油路１３ｂも同様）を通って潤滑油が圧送されてくる。
　潤滑油は隙間αを満たしながら、浮動ブッシュ２２の給油孔２２ａを通って、浮動ブッシュ２２の内周面２２ｃと支軸部１６ａとの隙間βを満たし、ロータ軸１６は潤滑油の油膜によって浮いた状態に支持される。
　そして、浮動ブッシュ２２の内周面２２ｃには、ロータ軸１６の回転方向に沿い、且つ、給油孔２２ａとの連通を避けた位置に、潤滑油の流れを受けて圧力を発生させる受圧部２３が周方向へ等間隔で２箇所に設けられている。
　図４に示すように、受圧部２３は、ロータ軸１６の回転方向に向かって、浮動ブッシュ２２の内周面２２ｃに回転方向に沿って受圧面である底面２３ｂが滑らかに浅く（ラジアル方向へ）なる溝２３ａに成っている。
　底面２３ｂは、浅くなっていく傾斜面に潤滑油が当接して、回転方向の作用力を生起させるものである。
　そして、受圧部２３である溝２３ａは、給油孔２２ａを中心にして図２（Ｂ）に示すように、両サイドに配設されている。
　さらに、溝２３ａの幅Ｗを一定にしてあるが、回転方向に向かうに従い幅Ｗを狭めるとさらに、浮動ブッシュ２２の回転作用力を大きくすることができる。
　従って、浮動ブッシュ２２は内周面２２ｃに周方向へ２箇所等間隔に配設したので、浮動ブッシュ２２に発生する回転力が周方向においてバランスさせることになり、浮動ブッシュ１９の連れ回りの回転力の変動を小さくすることにより、浮動ブッシュの回転騒音、回転斑の発生を抑制することができる。
　また、受圧部２３は回転方向に進むに従い、浅くなる溝形状なので、傾斜面に潤滑油が当接して、回転方向の作用力を生起させるものである。
（第３実施形態）
　図５（Ａ）は、本発明の第３実施形態にかかる浮動ブッシュ軸受２６の概略形状を示し、（Ｂ）は（Ａ）のＹ－Ｙ矢視図を示す。
　尚、本実施形態は浮動ブッシュの形状以外は同じなので、ターボチャージャ１の全体構造の説明は省略し、同じものは同一符号を付与して説明を省略し、浮動ブッシュの形状のみを説明する。
　図５（Ａ）に示すように、浮動ブッシュ軸受２６を構成する浮動ブッシュ２７は軸受ハウジング１３の軸受部１３ｄと浮動ブッシュ２７の外周面２７ｂとの間に油膜を形成するための隙間αを有するように配置されている。
　浮動ブッシュ２７の内周面２７ｃとロータ軸１６の支軸部１６ａとの間に油膜を形成するための隙間βを有して遊嵌している。
　これらの隙間α、βには、軸受ハウジング１３内のコンプレッサ側潤滑油路１３ｃ（タービン側潤滑油路１３ｂも同様）を通って潤滑油が圧送されてくる。
　潤滑油は隙間αを満たしながら、浮動ブッシュ２７の給油孔２７ａを通って、浮動ブッシュ２７の内周面２７ｃと支軸部１６ａとの隙間βを満たし、ロータ軸１６は潤滑油の油膜によって浮いた状態に支持される。
　そして、図５（Ａ）に示すように、浮動ブッシュ２７の内周面２７ｃには、該内周面２７ｃに沿い、且つ、給油孔２７ａの周方向における間に受圧部２８が設けられている。
　受圧部２８は、周方向に略同一深さの溝２８ａにより形成されている。
　各溝の周方向の壁面２８ｃは底面２８ｂと成す角度θが直角又は鋭角に形成してある。受圧部２８は図５（Ａ）の回転方向側の壁面２８ｃに潤滑油が当接して、浮動ブッシュ２７の連れ回り力を生起するように形成されている。
　尚、図５（Ｂ）では給油孔２７ａと給油孔２７ａとの間に受圧部２８が配設されているが、給油孔２７ａを中心にして両サイドに設けてもよいし、両方を併合してもよい。
　さらに、溝２５ｂの幅Ｗを一定にしてあるが、回転方向に向かうに従い幅Ｗを狭めるとさらに、浮動ブッシュ２７の回転作用力を大きくすることができる。
　従って、浮動ブッシュ２７は受圧部２８を給油孔２７ａと給油孔２７ａとの間に多数配設したので、ロータ軸１６の低回転域においても浮動ブッシュ２７の回転起動力が高くなり易くなる効果を有している。　　
（第４実施形態）
　図６は本発明の第４実施形態にかかる浮動ブッシュの拡大断面図である。
　尚、本実施形態は浮動ブッシュの形状以外は同じなので、ターボチャージャ１の全体構造の説明は省略し、同じものは同一符号を付与して説明を省略し、浮動ブッシュの形状のみを説明する。
　浮動ブッシュ軸受３０を構成する浮動ブッシュ３１は軸受ハウジング１３の軸受部１３ｄと浮動ブッシュ３１の外周面３１ｂとの間に油膜を形成するための隙間αを有するように配置されている。
　浮動ブッシュ３１の内周面３１ａとロータ軸１６の支軸部１６ａとの間に油膜を形成するための隙間βを有して遊嵌している。
　これらの隙間α、βには、軸受ハウジング１３内のコンプレッサ側潤滑油路１３ｃ（タービン側潤滑油路１３ｂも同様）を通って潤滑油が圧送されてくる。
　潤滑油は隙間αを満たしながら、浮動ブッシュ１９の給油孔３１ｃを通って、浮動ブッシュ１９の内周面１９ｃと支軸部１６ａとの隙間βを満たし、ロータ軸１６は潤滑油によって浮いた状態に支持される。
　浮動ブッシュ３１の内周面３１ａは円弧の半径Ｒの中心（Ｃ１，Ｃ２）が２箇所ある多円弧状に形成され（図６に示すように浮動ブッシュ軸受３０のラジアル方向の肉厚が変化）ている。
　従って、ロータ軸１６に対し、浮動ブッシュ３１がオフセットした位置関係に配設されている。
　尚、本実施形態では、浮動ブッシュ３１の内周面３１ａを多円弧状に形成したが、浮動ブッシュ３１の外周面３１ｂを多円弧状に形成してもよく、又は、内周及び外周面を多円弧状に形成しても同様の効果を得ることができる。
　そして、浮動ブッシュ３１の内周面３１ａには、ロータ軸１６の回転方向に沿い、且つ、給油孔３１ｃとの連通を避けた位置に、潤滑油の流れを受け止めて圧力を発生させる受圧部３２が周方向へ等間隔で２箇所に設けられている。
　受圧部３２は、ロータ軸１６の回転方向に沿って、浮動ブッシュ３１の内周面３１ａから第１受圧面３２ａに向け底面３２ｃが滑らかに深く（ラジアル方向）なる溝３２ｄが形成されている。
　そして、溝３２ｄを形成している壁部は、該壁部の基点Ｐから受圧面２５ａに向う中間部で、且つ溝３２ｄの深さ方向（浮動ブッシュ３１のラジアル方向）中間部までを削除して、周方向の第２受圧面３２ｂを形成したものである。
　また、第２受圧面３２ｂは上記削除した溝３２ｄの壁面の厚さ面と成す角度θ２を直角又は鋭角に形成して、浮動ブッシュ３１の回転起動力が高くなり易くしている。
　これにより、浮動ブッシュ３１は、第１受圧面３２ａに加え第２受圧面３２ｂによって、ロータ軸１６の低回転域でのロータ軸１６に対する連れ回り起動力がさらに増すこととなり、ターボチャージャの低回転域での更なる性能向上が図られる。
　また、内周面３１ａとロータ軸１６との間、又は外周面３１ｂと軸受ハウジング１３との間の少なくとも一方において、ラジアル方向の向きによって内周面３１ａとロータ軸１６との隙間、又は外周面３１ｂと軸受ハウジング１３との隙間が、ラジアル方向の向きによって変化する（異なる）ので、その隙間に形成される油膜のバネ定数及び、減衰特性もラジアル方向の向きによって変化し、オイルウィップ（自励振動）が生じ難い回転軸系が実現できる。
　従って、浮動ブッシュ３１のロータ軸１６による連れ回りを早期に発生させて、ターボチャージャの低回転域における摩擦損失を低減させると共に、高回転域におけるロータ軸１６の安定支軸が可能となる。
　尚、本実施形態の場合、浮動ブッシュ３１の内周面３１ａ形状は、円弧がロータ軸１６の回転方向に沿って肉厚が小さくなる形状にしたが、円弧がロータ軸１６の回転方向に沿って肉厚が大きくなる形状にしても同様の効果を得ることができる。
　従って、ロータ軸１６の回転数が比較的低い時期から浮動ブッシュ３１の連れ回りするようにすることにより、ターボチャージャ１が低速回転域においても浮動ブッシュ３１とロータ軸１６との回転抵抗を小さくして、低速域におけるターボチャージャ１の過給圧力の向上効果を得ると共に、浮動ブッシュ３１をオフセット軸受とすることで、高速域でのロータ軸１６の支軸を安定させることができる。
　本発明によると、内周面１９ｃとロータ軸１６の支軸部１６ａとの間、又は外周面と軸受ハウジングとの間の少なくとも一方において、内周面とロータ軸との隙間、又は外周面と軸受ハウジングとの隙間が、ラジアル方向の向きによって変化する（異なる）ので、その隙間に形成される油膜のバネ定数及び、減衰特性もラジアル方向の向きによって変化し、オイルウィップ（自励振動）が生じ難い回転軸系が実現できる。
　従って、浮動ブッシュのロータ軸による連れ回りを早期に生起させて、ターボチャージャの低回転域における摩擦損失を低減させ、回転作用力を大きくすることができると共に、高回転域におけるロータ軸の安定支軸が可能となる。
　本発明によれば、浮動ブッシュの内周面に受圧部を設けたので、ロータ軸の低回転域において、浮動ブッシュのロータ軸による連れ回りを早期に発生させて、ロータ軸の回転摩擦抵抗を軽減し、低回転域での回転作用力を大きくすることができるため、ターボチャージャ等の回転機械に適用できる。
　１　　　ターボチャージャ
　１１　　　タービンハウジング
　１２　　　コンプレッサハウジング
　１３　　　軸受ハウジング
　１３ａ　　連結口
　１３ｂ、１３ｃ　　潤滑油路
　１３ｄ　　軸受部
　１４　　　排気タービン
　１５　　　コンプレッサインペラ
　１６　　　ロータ軸
　１６ａ　　支軸部
　１７，２１，２６，３０　　　第１浮動ブッシュ軸受（浮動ブッシュ軸受）
　１８　　　第２浮動ブッシュ軸受
　１９、２２，２７，３１　　　第１浮動ブッシュ（浮動ブッシュ）
　１９ａ、２０ａ、２２ａ、２７ａ　　給油孔
　１９ｂ　　外周面
　１９ｃ　　内周面
　２０　　　第２浮動ブッシュ
　２３、２５、２８，３２　　　受圧部
　２５ａ　受圧面
　２５ｂ　溝

Claims (8)

  1. 　内燃機関の燃焼室への給気を加圧するターボチャージャのタービンハウジングとコンプレッサハウジングとの間に介装され、軸受部を有する軸受ハウジングと、
    　該軸受ハウジング内を貫通するタービンロータのロータ軸と、
    　前記軸受部と前記ロータ軸との間に介装されると共に、外周面と内周面とを連通する給油孔を設け、前記軸受ハウジングからの潤滑油を前記外周面と前記内周面に供給されるようにした浮動ブッシュと、を備え、
    　前記浮動ブッシュの内周面に、該内周面に沿い且つ、前記給油孔との連通を避けた位置に、潤滑油の流れを受け止めて圧力を発生させる受圧部を設けたことを特徴とするターボチャージャの軸受装置。
  2. 　前記受圧部は前記内周面の周方向へ等間隔に複数配設したことを特徴とする請求項１記載のターボチャージャの軸受装置。
  3. 　前記受圧部は前記ロータ軸の回転方向へ向かって深さが変化する溝形状になっていることを特徴とする請求項１記載のターボチャージャの軸受装置。
  4. 　前記受圧部は前記ロータ軸の回転方向へ向かって深くなる溝形状で、該溝形状の最終部が受圧面になっていることを特徴とする請求項１記載のターボチャージャの軸受装置。
  5. 　前記受圧面は前記溝形状を形成する底面と成す角度θを直角又は、鋭角に形成したことを特徴とする請求項４記載のターボチャージャの軸受装置。
  6. 　前記溝形状の幅は、前記ロータ軸の回転方向に沿って狭くしたことを特徴とする請求項　３記載のターボチャージャの軸受装置。
  7. 　前記受圧部は前記浮動ブッシュの幅方向中心の両側に千鳥状に配設したことを特徴とする請求項１記載のターボチャージャの軸受装置。
  8. 　前記浮動ブッシュをロータ軸に対しオフセット軸受としたことを特徴とする請求項１乃至７記載のターボチャージャの軸受装置。
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