WO2016031013A1 - 軸受装置、及び回転機械 - Google Patents

軸受装置、及び回転機械 Download PDF

Info

Publication number
WO2016031013A1
WO2016031013A1 PCT/JP2014/072562 JP2014072562W WO2016031013A1 WO 2016031013 A1 WO2016031013 A1 WO 2016031013A1 JP 2014072562 W JP2014072562 W JP 2014072562W WO 2016031013 A1 WO2016031013 A1 WO 2016031013A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
bush
stationary bush
stationary
axis
peripheral surface
Prior art date
Application number
PCT/JP2014/072562
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
優也 小島
西岡　忠相
貴也 二江
幹 惠比寿
崇 南部
Original Assignee
三菱重工業株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by 三菱重工業株式会社 filed Critical 三菱重工業株式会社
Priority to CN201480080953.1A priority Critical patent/CN106662144B/zh
Priority to PCT/JP2014/072562 priority patent/WO2016031013A1/ja
Priority to JP2016545161A priority patent/JP6288885B2/ja
Priority to US15/329,424 priority patent/US9897137B2/en
Priority to EP14900849.2A priority patent/EP3163103B1/en
Publication of WO2016031013A1 publication Critical patent/WO2016031013A1/ja

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C17/00—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement
    • F16C17/10—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement for both radial and axial load
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D25/00—Component parts, details, or accessories, not provided for in, or of interest apart from, other groups
    • F01D25/16—Arrangement of bearings; Supporting or mounting bearings in casings
    • F01D25/166—Sliding contact bearing
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D25/00—Component parts, details, or accessories, not provided for in, or of interest apart from, other groups
    • F01D25/18—Lubricating arrangements
    • F01D25/183—Sealing means
    • F01D25/186—Sealing means for sliding contact bearing
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C17/00—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement
    • F16C17/12—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement characterised by features not related to the direction of the load
    • F16C17/18—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement characterised by features not related to the direction of the load with floating brasses or brushing, rotatable at a reduced speed
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C17/00—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement
    • F16C17/26—Systems consisting of a plurality of sliding-contact bearings
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C33/00—Parts of bearings; Special methods for making bearings or parts thereof
    • F16C33/02—Parts of sliding-contact bearings
    • F16C33/04—Brasses; Bushes; Linings
    • F16C33/06—Sliding surface mainly made of metal
    • F16C33/10—Construction relative to lubrication
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C33/00—Parts of bearings; Special methods for making bearings or parts thereof
    • F16C33/02—Parts of sliding-contact bearings
    • F16C33/04—Brasses; Bushes; Linings
    • F16C33/06—Sliding surface mainly made of metal
    • F16C33/10—Construction relative to lubrication
    • F16C33/1025—Construction relative to lubrication with liquid, e.g. oil, as lubricant
    • F16C33/106—Details of distribution or circulation inside the bearings, e.g. details of the bearing surfaces to affect flow or pressure of the liquid
    • F16C33/1075—Wedges, e.g. ramps or lobes, for generating pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D25/00—Component parts, details, or accessories, not provided for in, or of interest apart from, other groups
    • F01D25/16—Arrangement of bearings; Supporting or mounting bearings in casings
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/05—Shafts or bearings, or assemblies thereof, specially adapted for elastic fluid pumps
    • F04D29/056—Bearings
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05D—INDEXING SCHEME FOR ASPECTS RELATING TO NON-POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, GAS-TURBINES OR JET-PROPULSION PLANTS
    • F05D2220/00—Application
    • F05D2220/40—Application in turbochargers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C17/00—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement
    • F16C17/04—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement for axial load only
    • F16C17/047—Sliding-contact bearings for exclusively rotary movement for axial load only with fixed wedges to generate hydrodynamic pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C2360/00—Engines or pumps
    • F16C2360/23—Gas turbine engines
    • F16C2360/24—Turbochargers

Definitions

  • the present invention relates to a bearing device and a rotary machine provided with the same.
  • turbocharger can reduce the displacement compared to natural intake by feeding compressed air to the engine. For this reason, it is an apparatus very effective in fuel consumption improvement and CO2 reduction.
  • the turbine In the turbocharger, the turbine is rotationally driven by the exhaust gas of the engine to rotate the impeller of the coaxial centrifugal compressor.
  • the air compressed by the rotation of the impeller is boosted by being decelerated by the diffuser and supplied to the engine through the scroll flow path.
  • various forms such as driving by an electric motor and driving by a motor via a transmission are known as well as a form driven by exhaust gas.
  • Such a supercharger has a rotary shaft that connects a drive unit and an impeller of a centrifugal compressor.
  • a bearing of the rotary shaft for example, a slide bearing is used and is used in fluid lubrication.
  • the bearing is composed of a radial bearing (journal bearing) receiving a radial load and a thrust bearing receiving a thrust load.
  • turbochargers high speed rotation is required as exhaust gas regulations and high output increase, and the load on the rotating shaft tends to increase.
  • the load on the rotating shaft tends to be large. As the load on these rotating shafts is increased, the friction loss at the time of rotation of the rotating shafts is increased, the bearing loss is increased, and the performance of the turbocharger is reduced.
  • Patent Document 1 in a fluid-type thrust bearing (axial bearing) of a rotatable rotary shaft, between a non-rotating bearing housing that houses the shaft inside and a bearing comb that rotates integrally with the rotary shaft.
  • a structure is disclosed having a so-called floating disk which floats freely. The floating disk reduces the relative velocity difference in the fluid generated between the bearing housing and the bearing comb, suppresses shear stress, reduces frictional resistance, and reduces friction loss.
  • Patent Document 1 is intended to reduce the friction loss of only the thrust bearing, and sufficient reduction of the bearing loss of the entire rotating shaft (shaft) including the journal bearing (slide bearing receiving radial load) is sufficient. There is a problem that is not planned.
  • the present invention provides a bearing device capable of reducing the bearing loss of the entire rotating shaft caused by the rotation of the rotating shaft, and a rotating machine provided with the same.
  • a bearing device is disposed in a flange portion that protrudes in the radial direction of a rotating shaft that rotates about the axis and rotates with the rotating shaft, and is spaced apart in the direction of the flange and the axis.
  • a stationary bush provided on the housing supporting the rotary shaft so as not to be movable relative to the rotary shaft in the direction of the axis, surrounding the outer peripheral surface of the rotary shaft, the flange portion and the stationary bush
  • the flange portion and the stationary bush are disposed so as to be sandwiched from the direction of the axis between them, and surround the outer peripheral surface of the rotary shaft so as to float in the fluid and be rotatable relative to the rotary shaft and the housing
  • a rotary bush, the rotary bush being in the direction of the axis opposite to the flange portion and the stationary bush respectively;
  • a tapered surface which is inclined to increase the clearance of
  • the rotary bush surrounds the rotary shaft and floats in the fluid, and serves as a so-called floating disk, and the radially inner surface of the rotary bush functions as a journal pad surface, and the inner circumference of the rotary bush
  • the fluid between the surface and the outer peripheral surface of the rotating shaft can receive a radial load from the rotating shaft.
  • a rotating bush floating in the fluid and capable of relative rotation with respect to the rotating shaft and the housing is disposed so as to be sandwiched between the flange portion and the stationary bush.
  • the surface facing in the axial direction of the rotary bush functions as a thrust pad surface in opposition to the surface facing in the axial direction of the flange portion and the stationary bush, and the rotary bush can receive a load in the thrust direction.
  • the velocity gradient of the fluid between the rotating shaft and the rotating bush and between the flange portion and the rotating bush is obtained by moving the rotating bush around the rotating shaft. It becomes smaller. Therefore, the friction loss due to the shear stress can be reduced.
  • the fluid that floats the rotating bush in which the flow velocity is generated in the rotational direction by the rotation of the rotating shaft and the rotating bush goes up the tapered surface and reaches the land surface.
  • the land surface has a smaller distance (gap) between the flange and the stationary bush than the tapered surface, so a tapered space is formed between the flange and the stationary bush.
  • the stationary bush in the first aspect is a separate member from the housing, and a stationary bush fixing portion for fixing the stationary bush and the housing is further provided. You may have.
  • the stationary bush is susceptible to wear and deterioration due to load, friction, and the like, if the stationary bush is a separate part at the time of maintenance inspection or repair and replacement, inspection and replacement are easy.
  • the stationary bush fixing portion in the second aspect may be a pin fitted in a hole passing through the housing and the stationary bush.
  • the stationary bush can be easily fixed to the housing.
  • the stationary bush fixing portion in the third aspect may be formed with a discharge hole for discharging the fluid so as to penetrate in the radial direction.
  • the discharge hole By providing such a discharge hole, the fluid floating the rotary bush flowing between the outer peripheral surface of the rotary shaft surrounded by the stationary bush and the inner peripheral surface of the stationary bush is discharged radially outward, and dirt Stirring loss and friction loss at the time of rotation of the rotating shaft can be reduced by discharging the fluid that has become unnecessary due to the above. Further, the discharge hole can be easily formed by forming the discharge hole in the stationary bush fixing portion. In addition, in the case where a failure such as clogging of the discharge hole occurs, the stationary bush fixing portion may be removed to facilitate inspection and replacement.
  • the stationary bush fixing portion in the second aspect is interposed between the housing and the stationary bush, in the direction of the axis of the stationary bush.
  • the support member may be a support member that restricts movement and allows the radial movement.
  • the stationary bush may move radially following the axial vibration of the rotating shaft.
  • the support member as the stationary bush fixing portion, the radial movement of the stationary bush can be permitted. It is possible to deter one hit of At the same time, since the axial movement of the stationary bush is restricted, the function as a bearing device in the thrust direction in the stationary bush is also secured.
  • the stationary bush fixing portion in the fifth aspect may be an elastic body.
  • the stationary bush follows the shaft vibration, and it is possible to suppress one side of the rotating shaft.
  • the elastic force of the elastic body acts to return the rotation axis to the original position (initial position in the state where axial vibration is not acting).
  • the stationary bush in any one of the first to sixth aspects is formed with a discharge hole for discharging the fluid so as to penetrate in the radial direction. It may be
  • the distance in the direction may be larger than the distance in the radial direction between the outer peripheral surface of the rotating shaft and the inner peripheral surface of the rotating bush facing the outer peripheral surface.
  • the distance between the inner peripheral surface of the stationary bush and the outer peripheral surface of the rotating shaft that rotates relative to this increases, and the rotating bush flowing between the inner peripheral surface of the stationary bush and the outer peripheral surface of the rotating shaft floats
  • the radial velocity gradient in the fluid is relaxed, and the shear stress of the fluid can be reduced to reduce the rotation loss.
  • the diameter of the rotary shaft in the eighth aspect may be reduced at a portion corresponding to a region in the direction of the axis where the stationary bush is disposed.
  • a recess is formed on the inner circumferential surface opposite to the outer circumferential surface of the rotating shaft and is concaved radially outward from inside
  • the circumferential direction of the rotary shaft is formed, and the distance between the bottom surface of the recess and the outer peripheral surface of the rotary shaft opposite to the bottom surface is the outer peripheral surface of the rotary shaft and the rotary bush opposed to the outer peripheral surface. It may be larger than the distance to the inner circumferential surface.
  • the distance between the bottom surface of the recess in the radial direction and the rotation axis is larger than the distance between the rotation bush and the rotation axis in the radial direction. Therefore, it is possible to reduce the shear stress of the fluid that floats the rotating bush that has flowed between the inner peripheral surface of the stationary bush and the outer peripheral surface of the rotating shaft that rotates relative to this, thereby reducing the rotational loss. it can.
  • a rotary machine includes the bearing device according to any one of the first to tenth aspects, and a rotary shaft supported by the bearing device.
  • the rotary bush receives the load of the rotary shaft from both the thrust and radial directions, thereby reducing the bearing loss of the entire rotary shaft caused by the rotation of the rotary shaft. .
  • FIG. 1 is an overall side view of a turbocharger according to a first embodiment of the present invention. It is a figure which shows the rotation bush in the turbocharger which concerns on 1st embodiment of this invention, Comprising: It is a figure which shows the surface which faces the direction of the axis line opposite to a flange part. It is a figure which shows the rotation bush in the turbocharger which concerns on 1st embodiment of this invention, Comprising: It is a figure which shows the cross section containing an axis. It is a figure which shows the rotation bush in the turbocharger which concerns on 1st embodiment of this invention, Comprising: It is a figure which shows the surface which faces the direction of the axis line opposite to a stationary bush.
  • sectional drawing including the axis line of rotation bush in the turbocharger concerning a first embodiment of the present invention. It is a sectional view including an axis of a bearing device in a turbocharger concerning a second embodiment of the present invention. It is a sectional view including an axis of a bearing device in a turbocharger concerning a third embodiment of the present invention. It is sectional drawing including the axis line of the bearing apparatus in the turbocharger which concerns on 4th embodiment of this invention. It is sectional drawing including the axis line of the bearing apparatus in the turbocharger which concerns on 5th embodiment of this invention. It is sectional drawing containing the axis of the bearing apparatus in the turbocharger which concerns on 6th embodiment of this invention.
  • turbocharger 1 (rotary machine) according to an embodiment of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
  • the turbocharger 1 is provided on a rotatable rotating shaft 5, an exhaust turbine 2 and a compressor 3 rotating with the rotating shaft 5, a housing 4 covering the rotating shaft 5, and a housing 4 And a bearing device 8 for supporting the rotating shaft 5.
  • the exhaust turbine 2 is rotated by exhaust gas G from an engine (not shown), and the air AR compressed by the compressor 3 is supplied to the engine along with the rotation.
  • the rotation axis 5 is rotatable around an axis O.
  • the exhaust turbine 2 and the compressor 3 are integrally coupled to the rotating shaft 5, and the exhaust turbine 2 is disposed at one end of the rotating shaft 5, and the compressor 3 is disposed at the other end.
  • the housing 4 is disposed between the exhaust turbine 2 and the compressor 3 so as to cover the rotary shaft 5 from the outer peripheral side and to be accommodated therein, and supports the rotary shaft 5.
  • the bearing device 8 is a so-called fluid-type slide bearing.
  • the bearing device 8 includes a flange portion 16 disposed around the rotation shaft 5, a rotating bush 10, and a stationary bush 13 between the exhaust turbine 2 and the compressor 3.
  • a fluid here, lubricating oil OI
  • OI lubricating oil
  • the lubricating oil OI is supplied from the outside of the housing 4 to the periphery of the bearing device 8 inside the housing 4 via the oil supply flow path 4 a formed in the housing 4 and opened to the outer peripheral side of the rotating shaft 5.
  • Two flanges 16 are provided: a first flange 16A and a second flange 16B.
  • the first flange portion 16 ⁇ / b> A is formed on a cylindrical sleeve 15 externally fitted and fixed to the rotary shaft 5 on the compressor 3 side between the compressor 3 and the exhaust turbine 2, and the diameter of the rotary shaft 5 is It protrudes annularly from the rotating shaft 5 outward in the direction.
  • the first flange portion 16A may be formed directly on the rotating shaft 5.
  • the second flange portion 16B is integrally formed with the rotary shaft 5 so as to protrude annularly from the rotary shaft 5 radially outward of the rotary shaft 5 on the exhaust turbine 2 side between the compressor 3 and the exhaust turbine 2 ing.
  • the second flange portion 16 ⁇ / b> B may be formed in a cylindrical sleeve externally fitted to the rotation shaft 5 as in the first flange portion 16 ⁇ / b> A.
  • the stationary bush 13 is disposed apart from the flange portion 16 in the direction of the axis O. That is, they are disposed so as to be sandwiched between the first flange portion 16A and the second flange portion 16B.
  • the stationary bush 13 surrounds the outer peripheral surface of the rotating shaft 5 and is provided on the housing 4 so as not to move relative to the rotating shaft 5 in the direction of the axis O.
  • the stationary bush 13 is a cylindrical member formed so as to surround the outer peripheral surface of the rotating shaft 5.
  • the lubricating oil OI is present between the outer peripheral surface of the rotating shaft 5 and the inner peripheral surface of the stationary bush 13.
  • the stationary bush 13 is a separate member from the housing 4.
  • An outer peripheral surface of the stationary bush 13 is in contact with the housing 4, and a stationary bush fixing portion 14 which is a pin or a fixing screw is formed in a hole 17 formed by penetrating the housing 4 and the stationary bush 13 over the entire radial direction. It is provided by being inserted (or inserted) into the stationary bush 13 from the housing 4 side. In this manner, the housing 4 and the stationary bush 13 are fixed by the stationary bush fixing portion 14.
  • the stationary bush fixing portion 14 is provided at a central position of the stationary bush 13 in the direction of the axis O in the present embodiment.
  • the stationary bush fixing portion 14 may not be provided, and the stationary bush 13 may be integrally formed with the housing 4.
  • the first rotating bush 10A is disposed on the opposite side of the first flange portion 16A from the compressor 3 in the direction of the axis O, and is disposed on the compressor 3 side in the direction of the axis O relative to the stationary bush 13 It is done. That is, the first rotating bush 10A is disposed between the first flange portion 16 and the stationary bush 13 so as to be sandwiched in the direction of the axis O.
  • the first rotation bush 10A is a cylindrical member formed so as to surround the outer peripheral surface of the rotation shaft 5, and one surface facing in the direction of the axis O is relative to the surface facing in the direction of the axis O in the flange portion 16 doing.
  • the other surface facing the direction of the axis O is opposite to the surface of the stationary bush 13 facing the direction of the axis O.
  • the lubricating oil OI is present and an oil film is formed. Without contact between the rotating shaft 5 and the rotating bush 10, the rotating bush 10 floats in the lubricating oil OI and floats freely.
  • the first rotation bush 10A is formed with an oil supply hole 10a penetrating in the radial direction and communicating with the oil supply passage 4a of the housing 4.
  • the inner circumferential surface of the rotating bush 10 functions as a journal pad surface 18 which receives the journal load of the rotating shaft 5.
  • the surface facing the direction of the axis O facing the first flange portion 16A and the stationary bush 13 functions as a thrust pad surface 19 which receives a thrust load.
  • the second rotary bush 10B has the same configuration as the first rotary bush 10A, and receives the journal load and the thrust load of the rotary shaft 5.
  • the second rotating bush 10B is arranged on the opposite side of the stationary bush 13 to the first rotating bush 10A in the direction of the axis O. More specifically, the exhaust turbine 2 is disposed opposite to the second flange portion 16B in the direction of the axis O in the direction of the axis O, and is disposed on the exhaust turbine 2 side in the direction of the axis O relative to the stationary bush 13 ing. Therefore, the second rotary bush 10B is disposed between the second flange portion 16B and the stationary bush 13 so as to be sandwiched in the direction of the axis O.
  • first flange portion 16A and the second flange portion 16B are spaced apart in the direction of the axis O, and the first flange portion 16A and the second flange portion 16B
  • the stationary bush 13 is disposed between them.
  • a first rotation bush 10A is disposed between the first flange portion 16 and the stationary bush 13
  • a second rotation bush 10B is disposed between the second flange portion 16B and the stationary bush 13.
  • the rotary bushing 10 has a land surface 25 and a tapered surface 26 on the thrust pad surface 19 which is a surface facing the direction of the axis O facing the flange portion 16 and the stationary bushing 13 respectively.
  • the land surface 25 is a surface along the surface of the flange portion 16 and the stationary bush 13 facing the direction of the axis O, that is, a surface which spreads in the radial direction of the rotation shaft 5.
  • the land surface 25 may not be completely parallel to the surface of the flange portion 16 and the stationary bush 13 facing the direction of the axis O.
  • the tapered surface 26 is a surface continuous with the land surface 25 and inclined in the direction of the axis O so as to be separated from the flange portion 16 (or the stationary bush 13) as it goes in the direction opposite to the rotation direction R of the rotation shaft 5 . That is, the tapered surface 26 is inclined in the direction of the axis O so that the gap with the flange portion 16 and the stationary bush 13 becomes larger as it goes in the direction opposite to the rotation direction R of the rotation shaft 5.
  • the land surface 25 and the tapered surface 26 are alternately provided in the circumferential direction of the rotating shaft 5, so that the thrust pad surface 19 of the rotating bush 10 is formed to be uneven in the direction of the axis O.
  • the clearance between the land surface 25 and the flange portion 16 (or the stationary bush 13) is small, and the clearance between the tapered surface 26 and the flange portion 16 (or the stationary bush 13) is large.
  • the tapered surface 26A (26) formed on the thrust pad surface 19 facing the flange portion 16 is formed at a position closer to the inside in the radial direction on the thrust pad surface 19. That is, the tapered surface 26A is formed in the region between the radial inner end edge of the thrust pad surface 19 and the radial midway position.
  • the tapered surface 26B (26) formed on the thrust pad surface 19 opposite to the stationary bush 13 is formed over the entire area between the radially inner edge of the thrust pad surface 19 and the radially outer edge. It is done.
  • the area of the tapered surface 26B is larger than that of the tapered surface 26A.
  • the ratio of the area of the tapered surface 26 to the area of the land surface 25 is larger on the stationary bush 13 side than on the flange portion 16 side.
  • the tapered surface 26A and the tapered surface 26B may be formed to have the same area.
  • the land surface 25 and the tapered surface 26 may not be formed on both sides of the surface (thrust pad surface 19) of the rotary bush 10 facing the direction of the axis O. That is, the land surface 25 and the tapered surface 26 may be formed only on the thrust pad surface 19 on one side in the direction of the axis O. Further, the land surface 25 and the tapered surface 26 may be formed only on the first rotation bush 10A (or the second rotation bush 10B).
  • the rotary bush 10 in the bearing device 8 surrounds the rotary shaft 5 and floats in the lubricating oil OI, which serves as a so-called floating disk.
  • OI lubricating oil
  • the rotary bush 10 since the rotary bush 10 is disposed between the flange portion 16 and the stationary bush 13, the rotary bush 10 can receive a load in the thrust direction.
  • the rotating bush 10 having a function as a floating disk
  • the rotating bush 10 is rotated relative to the rotating shaft 5 by being moved along with the rotating shaft 5.
  • the velocity gradient of the lubricating oil OI between the flange portion 16 and the rotary bush 10 is reduced.
  • friction loss due to shear stress can be reduced.
  • the stationary bush 13 is a separate member from the housing 4, the shape of the housing 4 is simplified and the manufacture of the housing 4 is facilitated. Furthermore, since the stationary bush 13 is easily consumed and degraded due to load, friction and the like, inspection and replacement are easy if the stationary bush 13 is a separate part at the time of maintenance inspection or repair and replacement.
  • the lubricating oil OI whose flow velocity is generated in the rotational direction R by the rotation of the rotation shaft 5 and the rotation bush 10 climbs the tapered surface 26 and reaches the land surface 25.
  • the distance between the land surface 25 and the flange portion 16 and the stationary bush 13 is smaller than that of the tapered surface 26. Therefore, a tapered space is formed between the flange portion 16 and the stationary bush 13, and a wedge film pressure and a squeeze film pressure are generated in the lubricating oil OI at the land surface 25.
  • Such pressure can improve the bearing performance of receiving the load in the thrust direction of the rotating shaft 5 without the stationary bush 13 and the rotating bush 10 and the flange portion 16 and the rotating bush 10 coming into direct contact with each other.
  • the area of the tapered surface 26 is larger on the stationary bush 13 side than on the flange portion 16 side. Therefore, a larger pressure is generated between the stationary bush 13 and the tapered surface 26B than between the flange portion 16 and the tapered surface 26A, and the contact between the stationary bush 13 and the tapered surface 26B is suppressed. It becomes possible.
  • the turbocharger 1 of the present embodiment when the rotary bush 10 in the bearing device 8 receives the load of the rotary shaft 5 from both the thrust and radial directions, the entire bearing of the rotary shaft 5 generated by the rotation of the rotary shaft 5 Loss can be reduced.
  • turbocharger 31 (rotary machine) according to a second embodiment of the present invention
  • symbol is attached
  • the shape of the rotation shaft 35 is different from that of the first embodiment.
  • the rotation shaft 35 is reduced in diameter at a portion corresponding to the region in the direction of the axis O in which the stationary bush 13 is disposed. That is, the radial distance between the outer peripheral surface of the rotating shaft 35 and the inner peripheral surface of the stationary bush 13 opposite to the outer peripheral surface is the outer peripheral surface of the rotating shaft and the rotating bush 10 opposed to the outer peripheral surface. It is larger than the radial distance from the inner circumferential surface. Thereby, the gap between the stationary bush 13 and the rotation shaft 35 is large.
  • the rotary shaft 35 has a larger diameter outer peripheral surface 36 formed at a position radially opposite to the rotary bush 10 and a position larger than the large diameter outer peripheral surface 36 at a position radially opposed to the stationary bush 13.
  • a small diameter outer peripheral surface 37 formed in a small diameter and a step surface 38 facing the direction of an axis O connecting the large diameter outer peripheral surface 36 and the small diameter outer peripheral surface 37 are provided.
  • the turbocharger 31 of the present embodiment the distance between the inner peripheral surface of the stationary bush 13 and the outer peripheral surface of the rotating shaft 35 which rotates relative to this increases. For this reason, the radial velocity gradient in the oil film of the lubricating oil OI flowing between the inner peripheral surface of the stationary bush 13 and the outer peripheral surface of the rotating shaft 35 becomes gentle, and the shear stress of the lubricating oil OI is reduced. The rotation loss in the bearing device 8 can be reduced.
  • the moment of inertia of the rotating shaft 35 can be reduced, and the rotation efficiency of the rotating shaft 35 can be improved.
  • turbocharger 41 (rotary machine) of the third embodiment of the present invention will be described with reference to FIG.
  • symbol is attached
  • the shape of the stationary bush 43 in the bearing device 48 is different from the first and second embodiments.
  • a recess 44 recessed from the inner side in the radial direction toward the outer side is formed annularly in the circumferential direction of the rotation shaft 5 on the inner peripheral surface facing the outer peripheral surface of the rotation shaft 5.
  • the distance between the bottom surface 44a (surface facing inward in the radial direction) of the recess 44 and the outer peripheral surface of the rotary shaft 5 opposite to the bottom surface 44a is rotation relative to the outer peripheral surface of the rotary shaft 5 and the outer peripheral surface. It is larger than the distance to the inner circumferential surface of the bush 10.
  • the distance between the bottom surface 44 a of the recess 44 in the radial direction and the rotation shaft 5 is larger than the distance between the rotation bush 10 and the rotation shaft 5 in the radial direction. For this reason, it is possible to reduce the shear stress of the lubricating oil OI which has flowed in between the inner peripheral surface of the stationary bush 43 and the outer peripheral surface of the rotating shaft 5 opposite thereto. As a result, the rotation loss in the bearing device 48 can be reduced.
  • turbocharger 51 (rotary machine) of a fourth embodiment of the present invention
  • symbol is attached
  • the stationary bush fixing portion 54 in the bearing device 58 is different from the first to third embodiments.
  • the stationary bush fixing portion 54 is a pin inserted into the hole 17 formed in the housing 4 and the stationary bush 13 as in the first embodiment, and the pin is lubricated so as to penetrate in the radial direction.
  • a discharge hole 54 a for discharging the oil OI to the outside of the stationary bush 13 and the housing 4 is formed. That is, the pin has a hollow cylindrical shape.
  • the exhaust hole 54a may be formed to extend downward when the turbocharger 51 is installed.
  • the lubricating oil OI that has flowed between the outer peripheral surface of the rotating shaft 5 surrounded by the stationary bush 13 and the inner peripheral surface of the stationary bush 13 is discharged radially outward Through the
  • the lubricating oil OI which has become unnecessary due to dirt or the like, can be discharged to the outside of the bearing device 58, and stirring loss and friction loss at the time of rotation of the rotating shaft 5 can be reduced.
  • the discharge hole 54 a can be easily formed. Therefore, when a failure such as clogging of the discharge hole 54a occurs, the stationary bush fixing portion 54 may be removed, which facilitates inspection and replacement.
  • turbocharger 61 (rotary machine) of a fifth embodiment of the present invention will be described.
  • symbol is attached
  • the stationary bush 63 in the bearing device 68 is different from the first to fourth embodiments.
  • the rotating shaft 35 has a partially reduced diameter.
  • the stationary bush 63 is formed with a discharge hole 63a for discharging the lubricating oil OI so as to penetrate in the radial direction.
  • a pair of discharge holes 63 a is formed so as to sandwich the stationary bush fixing portion 14 from both sides in the direction of the axis O. Further, the exhaust hole 63a may be formed to extend downward when the turbocharger 61 is installed.
  • the lubricating oil OI flowing between the outer peripheral surface of the rotating shaft 35 surrounded by the stationary bush 63 and the inner peripheral surface of the stationary bush 63 is radially outward through the discharge hole 63a. Can be discharged. As a result, it is possible to reduce stirring loss and friction loss at the time of rotation of the rotary shaft 35 by discharging the lubricating oil OI which has become unnecessary due to dirt and the like.
  • the stationary bush fixing portion 54 in which the discharge hole 54a is formed as in the fourth embodiment may be used in combination.
  • turbocharger 71 (rotary machine) according to a sixth embodiment of the present invention
  • symbol is attached
  • the stationary bush fixing portion 74 in the bearing device 78 is different from the first to fifth embodiments.
  • the stationary bush fixing portion 74 is a support member which is interposed between the housing 4 and the stationary bush 73, and restricts the movement of the stationary bush 73 in the direction of the axis O, and permits movement in the radial direction.
  • the stationary bush fixing portion 74 is an elastic body made of an elastically deformable material such as resin, and has an annular shape centering on the axis O. Further, by being respectively disposed at positions of both ends in the direction of the axis O in the stationary bush 73, a pair is provided apart from each other in the direction of the axis O.
  • the stationary bush 73 follows the axial vibration of the rotating shaft 5 because the stationary bush fixing portion 74 is an elastic body, and the contact of the stationary bush 73 against the rotating shaft 5 Can be suppressed.
  • the elastic force of the elastic body acts to return the rotating shaft 5 to the original position (initial position in the state where axial vibration is not acting). For this reason, it is possible to receive the radial load of the rotating shaft 5 by the oil film of the lubricating oil OI while stably supporting the rotating shaft 5 by the bearing device 78.
  • the stationary bush fixing portion 74 may be a spring member such as a leaf spring or a coil spring. Alternatively, it may be a plate member such as metal or resin which can be elastically deformed, or an annular member.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Oil, Petroleum & Natural Gas (AREA)
  • Sliding-Contact Bearings (AREA)
  • Supercharger (AREA)

Abstract

　軸線（Ｏ）回りに回転する回転軸（５）の径方向に突出して回転軸（５）とともに回転するフランジ部（１６）と、フランジ部（１６）と軸線（Ｏ）の方向に離間して配置され、回転軸（５）の外周面を囲い、回転軸（５）を支持するハウジング（４）に回転軸（５）に対して軸線（Ｏ）の方向に相対移動不能となるように設けられた静止ブッシュ（１３）と、軸線（Ｏ）の方向に挟まれるようにフランジ部（１６）と静止ブッシュ（１３）との間に配置されるとともに回転軸（５）の外周面を囲い、流体（ＯＩ）中に浮遊して回転軸（５）及びハウジング（４）に対して相対回転可能な回転ブッシュ（１０）と、を備える回転機械（１）である。回転ブッシュ（１０）は、軸線（Ｏ）の方向を向く面に、ランド面（２５）と、ランド面（２５）に連続するテーパ面（２６）とを有している。

Description

軸受装置、及び回転機械
　本発明は、軸受装置及びこれを備えた回転機械に関する。
　地球環境保全の世界的な取り組みが進む中、例えば自動車のエンジン等の内燃機関における排気ガス・燃費に関する規制は強化の一途にある。過給機は、圧縮空気をエンジンに送り込むことで自然吸気に比べ排気量を低減することができる。このため、燃費改善、及びＣＯ２削減に非常に有効な機器である。
　過給機では、エンジンの排気ガスによってタービンが回転駆動することで、同軸上の遠心圧縮機の羽根車を回転させる。羽根車の回転により圧縮された空気は、ディフューザで減速されることで昇圧され、スクロール流路を経てエンジンに供給される。過給機の駆動方法としては、排気ガスによって駆動される形態のみならず、例えば電動機による駆動や、変速機を介しての原動機による駆動等の種々の形態が知られている。
　このような過給機は駆動部と遠心圧縮機の羽根車を連結する回転軸を有し、回転軸の軸受としては、例えば、すべり軸受けが用いられ、流体潤滑で使用される。軸受は、ラジアル荷重を受けるラジアル軸受（ジャーナル軸受）と、スラスト荷重を受けるスラスト軸受とから構成される。
　過給機では、排ガス規制、及び高出力化に伴い高速回転が要求されるようになってきており、回転軸への荷重が増加する傾向にある。また、排気ガス駆動の過給機においては排気圧力が高くなると、回転軸への荷重が大きくなる傾向にある。これら回転軸への荷重の増大に伴い、回転軸における回転時の摩擦損失が増大し、軸受損失が大きくなり、過給機の性能を低下させるという問題がある。
　ここで、特許文献１では、回転可能な回転軸の流体式スラスト軸受（アキシャル軸受）において、シャフトを内側に収容する非回転式の軸受ハウジングと、回転軸と一体で回転する軸受コームとの間に、自由に浮動するいわゆるフローティングディスクを有する構造が開示されている。フローティングディスクにより、軸受ハウジングと軸受コームとの間に生じる流体中の相対速度差を低減し、せん断応力を抑え摩擦抵抗の低減を図り、摩擦損失を低減している。
特表２０１０－５４０８５７号公報
　しかしながら、特許文献１の技術では、スラスト軸受のみにおける摩擦損失の低減を図ったものであり、ジャーナル軸受（ラジアル荷重を受けるすべり軸受け）も含む回転軸（シャフト）全体における軸受損失の低減については十分に図られていないという問題がある。
　本発明は、回転軸の回転により生じる回転軸全体の軸受損失を低減することが可能な軸受装置、及びそれを備えた回転機械を提供する。
　本発明の一態様に係る軸受装置は、軸線回りに回転する回転軸の径方向に突出して該回転軸とともに回転するフランジ部と、前記フランジ部と前記軸線の方向に離間して配置され、前記回転軸の外周面を囲い、該回転軸を支持するハウジングに前記回転軸に対して前記軸線の方向に相対移動不能となるように設けられた静止ブッシュと、前記フランジ部と前記静止ブッシュとの間に、これらフランジ部及び静止ブッシュによって前記軸線の方向から挟まれるように配置されるとともに前記回転軸の外周面を囲い、流体中に浮遊して前記回転軸及び前記ハウジングに対して相対回転可能な回転ブッシュと、を備え、前記回転ブッシュは、前記フランジ部及び前記静止ブッシュとそれぞれ相対する前記軸線の方向を向く面に、これらフランジ部及び静止ブッシュにおける前記軸線の方向を向く面に沿うランド面と、前記ランド面に連続し、前記回転軸の回転方向と反対方向に向かうに従って、前記軸線の方向に前記フランジ部及び前記静止ブッシュとの隙間が大きくなるように傾斜するテーパ面と、を有している。
　この構成によれば、回転ブッシュが回転軸を囲って流体中に浮遊し、いわゆるフローティングディスクとしての役割を果たし、回転ブッシュの径方向内側を向く面がジャーナルパッド面として機能し、回転ブッシュ内周面と回転軸の外周面との間の流体により、回転軸からのラジアル方向の荷重を受けることができる。
　また、フランジ部と静止ブッシュとの間に挟まれるようにして、流体中に浮遊して回転軸及びハウジングに対して相対回転可能な回転ブッシュが配置されている。このため、回転ブッシュの軸線方向を向く面が、フランジ部及び静止ブッシュにおける軸線方向を向く面に相対してスラストパッド面として機能し、回転ブッシュがスラスト方向の荷重をうけることができる。
　また、フローティングディスクとしての機能を有する回転ブッシュの効果として、回転ブッシュが回転軸に連れ回ることにより、回転軸と回転ブッシュとの間、フランジ部と回転ブッシュとの間での流体の速度勾配が小さくなる。よって、せん断応力による摩擦損失を低減することができる。
　また、回転軸、及び回転ブッシュの回転によって回転方向に流速の生じた回転ブッシュを浮動させる流体がテーパ面をのぼり、ランド面に達する。ランド面はテーパ面に比べ、フランジ部及び静止ブッシュとの距離（隙間）が小さくなっているため、フランジ部及び静止ブッシュとの間に先細りの空間を形成しており、ランド面では流体の中にくさび膜圧力及びしぼり膜圧力が生じている。流体中のこの圧力により、静止ブッシュと回転ブッシュ、及び、フランジ部と回転ブッシュとが直接接触することなく、回転する回転軸に生じるスラスト方向の荷重を受ける軸受性能を向上させることができる。
　また、本発明の第二の態様に係る軸受装置では、上記第一の態様における前記静止ブッシュは、前記ハウジングと別部材であり、前記静止ブッシュと前記ハウジングとを固定する静止ブッシュ固定部をさらに備えていてもよい。
　これにより、ハウジングの形状が単純化され、製造が容易になる。また、静止ブッシュは、荷重や摩擦等の力が加わり消耗・劣化しやすいため、保守点検又は修理交換時に静止ブッシュが別部品であると、点検や交換が容易である。
　また、本発明の第三の態様に係る軸受装置では、上記第二の態様における前記静止ブッシュ固定部は、前記ハウジングと前記静止ブッシュと貫通する孔部に嵌入されたピンであってもよい。
　ピンを静止ブッシュ固定部に用いることで、容易に静止ブッシュをハウジングに固定することができる。
　本発明の第四の態様に係る軸受装置では、上記第三の態様における前記静止ブッシュ固定部には、前記径方向に貫通するように、前記流体を排出する排出孔が形成されていてもよい。
　このような排出孔を設けることで、静止ブッシュに囲まれた回転軸の外周面と、静止ブッシュの内周面との間に流入した回転ブッシュを浮遊させる流体が径方向外側に排出され、汚れ等で不要となった流体の排出により、回転軸の回転時の撹拌損失、摩擦損失を低減することができる。また、静止ブッシュ固定部に排出孔を形成することで排出孔を容易に形成できる。また、排出孔の詰り等の不具合が生じた場合に、静止ブッシュ固定部を取り外せばよく、点検、交換がし易くなる。
　また、本発明の第五の態様に係る軸受装置では、上記第二の態様における前記静止ブッシュ固定部は、前記ハウジングと前記静止ブッシュとの間に介在され、該静止ブッシュの前記軸線の方向の移動を規制し、前記径方向への移動を許容する支持部材であってもよい。
　静止ブッシュは、回転軸の軸振動に追従して径方向に移動することがあるが、支持部材を静止ブッシュ固定部に用いることで、静止ブッシュの径方向への移動を許容できるので、回転軸の片当たりを抑止することができる。それと同時に、静止ブッシュの軸線方向の移動は規制されているため、静止ブッシュにおけるスラスト方向の軸受装置としての機能も担保されている。
　また、本発明の第六の態様に係る軸受装置では、上記第五の態様における前記静止ブッシュ固定部が、弾性体であってもよい。
　これにより、静止ブッシュが軸振動に対し追従し、回転軸の片当たりを抑制することができる。また、弾性体の弾性力により、回転軸を元の位置（軸振動が作用していない状態の初期位置）に戻す作用が働く。
　本発明の第七の態様に係る軸受装置では、上記第一から第六のいずれかの態様における前記静止ブッシュには、前記径方向に貫通するように、前記流体を排出する排出孔が形成されていてもよい。
　これにより、静止ブッシュに囲まれた回転軸の外周面と、静止ブッシュの内周面との間に流入した回転ブッシュを浮遊させる流体が径方向外側に排出され、汚れ等で不要となった流体の排出により、回転軸の回転時の撹拌損失、摩擦損失を低減することができる。
　本発明の第八の態様に係る軸受装置では、上記第一から第七のいずれかの態様における前記回転軸の外周面と、該外周面と相対する前記静止ブッシュの内周面との前記径方向の距離の方が、前記回転軸の外周面と、該外周面に相対する前記回転ブッシュの内周面との前記径方向の距離に比べ、大きくなっていてもよい。
　静止ブッシュの内周面と、これに相対して回転する回転軸の外周面との距離が大きくなり、この静止ブッシュ内周面と回転軸の外周面との間に流入した回転ブッシュを浮遊させる流体における径方向の速度勾配が緩やかになり、流体のせん断応力を低減して回転損失を低減することができる。
　本発明の第九の態様に係る軸受装置では、上記第八の態様における前記回転軸は、前記静止ブッシュが配置された前記軸線の方向の領域に対応する部分で縮径していてもよい。
　これにより、静止ブッシュの内周面と、これに相対して回転する回転軸の外周面との距離が大きくなり、この静止ブッシュの内周面と回転軸の外周面との間に流入した回転ブッシュを浮遊させる流体における径方向の速度勾配が緩やかになる。よって、流体のせん断応力を低減して回転損失を低減することができる。また、回転軸が小径化することにより、回転軸の慣性モーメントを低減し、回転軸の回転効率を向上させることができる。
　本発明の第十の態様に係る軸受装置では、上記第八の態様における前記静止ブッシュには、前記回転軸の外周面に相対する内周面に、径方向内側から外側に向かって凹む凹部が前記回転軸の周方向にわたって形成され、前記凹部の底面と該底面に相対する前記回転軸の外周面との距離の方が、前記回転軸の外周面と該外周面に相対する前記回転ブッシュの内周面との距離に比べ、大きくなっていてもよい。
　径方向における凹部の底面と回転軸との距離が、径方向における回転ブッシュと回転軸との距離に比べて大きくなっている。よって、静止ブッシュの内周面とこれに相対して回転する回転軸の外周面との間に流入した回転ブッシュを浮遊させる流体のせん断応力を低減することができ、回転損失を低減することができる。
　本発明の第十一の態様に係る回転機械は、上記第一から第十のいずれかの態様における軸受装置と、前記軸受装置によって支持される回転軸とを備えている。
　上述した軸受装置、及び回転機械によれば、回転ブッシュが、スラスト、及びラジアルの両方向から回転軸の荷重を受けることで、回転軸の回転により生じる回転軸全体の軸受損失を低減することができる。
本発明の第一実施形態に係るターボチャージャの全体側面図である。 本発明の第一実施形態に係るターボチャージャにおける回転ブッシュを示す図であって、フランジ部に相対する軸線の方向を向く面を示す図である。 本発明の第一実施形態に係るターボチャージャにおける回転ブッシュを示す図であって、軸線を含む断面を示す図である。 本発明の第一実施形態に係るターボチャージャにおける回転ブッシュを示す図であって、静止ブッシュに相対する軸線の方向を向く面を示す図である。 本発明の第一実施形態に係るターボチャージャにおける回転ブッシュの軸線を含む断面図の要部拡大図である。 本発明の第二実施形態に係るターボチャージャにおける軸受装置の軸線を含む断面図である。 本発明の第三実施形態に係るターボチャージャにおける軸受装置の軸線を含む断面図である。 本発明の第四実施形態に係るターボチャージャにおける軸受装置の軸線を含む断面図である。 本発明の第五実施形態に係るターボチャージャにおける軸受装置の軸線を含む断面図である。 本発明の第六実施形態に係るターボチャージャにおける軸受装置の軸線を含む断面図である。
〔第一実施形態〕
　以下、本発明の実施形態に係るターボチャージャ１（回転機械）について、図面を参照して詳細に説明する。
　図１に示すように、ターボチャージャ１は、回転可能な回転軸５と、回転軸５とともに回転する排気タービン２及び圧縮機３と、回転軸５を覆うハウジング４と、ハウジング４に設けられて回転軸５を支持する軸受装置８とを備えている。
　このターボチャージャ１は、図示しないエンジンからの排気ガスＧにより排気タービン２が回転し、当該回転に伴って圧縮機３が圧縮した空気ＡＲをエンジンに供給する。
　回転軸５は、軸線Ｏを中心として回転可能となっている。
　排気タービン２と圧縮機３とは回転軸５に一体的に結合され、回転軸５の一端に排気タービン２、他端に圧縮機３が配置される。
　ハウジング４は、排気タービン２と圧縮機３との間で、回転軸５を外周側から覆って内部に収容するように配置され、回転軸５を支持している。
　軸受装置８は、いわゆる流体式のすべり軸受けである。この軸受装置８は、排気タービン２と圧縮機３との間で、回転軸５周りに配置されたフランジ部１６、回転ブッシュ１０、静止ブッシュ１３とを備えている。
　回転軸５及び軸受装置８の周囲には流体（ここでは潤滑油ＯＩ）が存在する。潤滑油ＯＩはハウジング４に形成されて回転軸５の外周側に開口する給油流路４ａを介して、ハウジング４の外側からハウジング４の内側の軸受装置８の周囲へ供給される。
　フランジ部１６としては、第１フランジ部１６Ａと第２フランジ部１６Ｂとの二つが設けられている。
　第１フランジ部１６Ａは、圧縮機３と排気タービン２との間における圧縮機３側で、回転軸５に外嵌して固定された筒状のスリーブ１５に形成されて、回転軸５の径方向外側に回転軸５から環状に突出している。ここで第１フランジ部１６Ａは、回転軸５に直接形成されていてもよい。
　第２フランジ部１６Ｂは、圧縮機３と排気タービン２との間における排気タービン２側で、回転軸５の径方向外側に回転軸５から環状に突出するように回転軸５と一体に形成されている。ここで第２フランジ部１６Ｂは、第１フランジ部１６Ａと同様に、回転軸５に外嵌される筒状のスリーブに形成されていてもよい。
　静止ブッシュ１３は、フランジ部１６と軸線Ｏの方向に離間して配置されている。即ち、第１フランジ部１６Ａと第２フランジ部１６Ｂとの間に挟まれるようにして配置されている。この静止ブッシュ１３は、回転軸５の外周面を囲い、回転軸５に対して軸線Ｏの方向に相対移動不能にハウジング４に設けられている。
　より具体的には、静止ブッシュ１３は、回転軸５の外周面を取り囲むように形成される円筒状の部材である。そして、回転軸５の外周面と静止ブッシュ１３の内周面との間には潤滑油ＯＩが存在する。ターボチャージャ１が運転を停止している状態では、これら回転軸５と静止ブッシュ１３とは接触しない状態に保持されるようになっている。
　本実施形態では静止ブッシュ１３はハウジング４とは別部材である。静止ブッシュ１３の外周面がハウジング４と接しており、ピンや固定ねじである静止ブッシュ固定部１４が、ハウジング４と静止ブッシュ１３とを径方向全域にわたって貫通して形成された孔部１７に、ハウジング４側から静止ブッシュ１３へと嵌入（又は挿入）されて設けられている。このようにして、静止ブッシュ固定部１４によってハウジング４と静止ブッシュ１３とが固定されている。
　静止ブッシュ固定部１４は、本実施形態では、静止ブッシュ１３における軸線Ｏ方向の中央位置に設けられている。
　ここで、静止ブッシュ固定部１４を設けず、静止ブッシュ１３はハウジング４とは一体に形成されていてもよい。
　回転ブッシュ１０としては、第１回転ブッシュ１０Ａと第２回転ブッシュ１０Ｂとの二つが設けられている。
　第１回転ブッシュ１０Ａは、第１フランジ部１６Ａに対して圧縮機３とは軸線Ｏの方向に反対側に配置され、かつ、静止ブッシュ１３に対して軸線Ｏの方向に圧縮機３側に配置されている。即ち、第１回転ブッシュ１０Ａは軸線Ｏの方向に挟まれるようにして、第１フランジ部１６と静止ブッシュ１３との間に配置されている。
　第１回転ブッシュ１０Ａは、回転軸５の外周面を取り囲むように形成される円筒状の部材であり、軸線Ｏの方向を向く一方の面はフランジ部１６における軸線Ｏの方向を向く面と相対している。また軸線Ｏの方向を向く他方の面は、静止ブッシュ１３における軸線Ｏ方向を向く面と相対している。
　回転軸５の外周面と第１回転ブッシュ１０Ａの内周面との間、及び、第１回転ブッシュ１０Ａと静止ブッシュ１３との間、第１回転ブッシュ１０Ａと第１フランジ部１６Ａとの間には潤滑油ＯＩが存在し油膜が形成されている。回転軸５と回転ブッシュ１０とは接触せずに、回転ブッシュ１０は潤滑油ＯＩ中で浮遊し、自由に浮動する。
　第１回転ブッシュ１０Ａには、径方向に貫通するとともに、ハウジング４の給油流路４ａに連通する給油孔１０ａが形成されている。
　このようにして、回転ブッシュ１０の内周面は、回転軸５のジャーナル荷重を受けるジャーナルパッド面１８として機能する。また、第１フランジ部１６Ａ及び静止ブッシュ１３に相対する軸線Ｏ方向を向く面が、スラスト荷重を受けるスラストパッド面１９として機能する。
　第２回転ブッシュ１０Ｂは、第１回転ブッシュ１０Ａと同様の構成を有し、回転軸５のジャーナル荷重及びスラスト荷重を受ける。第２回転ブッシュ１０Ｂは、静止ブッシュ１３に対し、第１回転ブッシュ１０Ａとは軸線Ｏの方向の反対側に配置されている。より具体的には、第２フランジ部１６Ｂに対して排気タービン２とは軸線Ｏの方向に反対側に配置され、かつ、静止ブッシュ１３に対して軸線Ｏの方向に排気タービン２側に配置されている。よって、第２回転ブッシュ１０Ｂは軸線Ｏ方向に挟まれるようにして、第２フランジ部１６Ｂと静止ブッシュ１３との間に配置されている。
　軸受装置８における各構成要素の配置関係を整理すると、軸線Ｏの方向に第１フランジ部１６Ａと第２フランジ部１６Ｂとが離間して配置され、第１フランジ部１６Ａと第２フランジ部１６Ｂとの間に静止ブッシュ１３が配置されている。さらに、第１フランジ部１６と静止ブッシュ１３との間に第１回転ブッシュ１０Ａが、第２フランジ部１６Ｂと静止ブッシュ１３との間に第２回転ブッシュ１０Ｂが配置されている。
　ここで、図２Ａ、図２Ｂ、図２Ｃ、及び図３を参照して、回転ブッシュ１０の詳細について説明する。
　回転ブッシュ１０は、フランジ部１６及び静止ブッシュ１３とそれぞれ相対する軸線Ｏの方向を向く面であるスラストパッド面１９に、ランド面２５とテーパ面２６とを有している。
　ランド面２５は、フランジ部１６及び静止ブッシュ１３における軸線Ｏの方向を向く面に沿う面、即ち、回転軸５の径方向に広がる面である。このランド面２５は、フランジ部１６及び静止ブッシュ１３における軸線Ｏの方向を向く面に完全に平行になっていなくともよい。
　テーパ面２６は、ランド面２５に連続し、回転軸５の回転方向Ｒと反対方向に向かうに従って、軸線Ｏの方向にフランジ部１６（又は静止ブッシュ１３）から離間するように傾斜する面である。即ち、テーパ面２６は、回転軸５の回転方向Ｒと反対方向に向かうに従って、軸線Ｏの方向にフランジ部１６及び静止ブッシュ１３との隙間が大きくなるように傾斜している。
　ランド面２５とテーパ面２６とが回転軸５の周方向に交互に設けられていることで、回転ブッシュ１０のスラストパッド面１９は、軸線Ｏの方向に凹凸状に形成されている。そして、ランド面２５とフランジ部１６（又は静止ブッシュ１３）との間の隙間は小さく、テーパ面２６とフランジ部１６（又は静止ブッシュ１３）との間の隙間は大きくなっている。
　ここで、本実施形態では、フランジ部１６に相対するスラストパッド面１９に形成されたテーパ面２６Ａ（２６）は、スラストパッド面１９における径方向内側に寄った位置に形成されている。即ち、テーパ面２６Ａは、スラストパッド面１９の径方向内側の端縁と、径方向の中途位置との間の領域に形成されている。
　一方で、静止ブッシュ１３相対するスラストパッド面１９に形成されたテーパ面２６Ｂ（２６）は、スラストパッド面１９における径方向内側の端縁と、径方向外側の端縁との間の全域にわたって形成されている。
　このようにして、テーパ面２６Ａよりもテーパ面２６Ｂの方が面積が大きくなっている。換言すると、ランド面２５の面積に対するテーパ面２６の面積の比が、フランジ部１６側よりも静止ブッシュ１３側で大きくなっている。
　ここで、テーパ面２６Ａとテーパ面２６Ｂとは、面積が同じとなるように形成されていてもよい。
　また、回転ブッシュ１０における軸線Ｏ方向を向く面（スラストパッド面１９）の両側に、このようなランド面２５、及びテーパ面２６が形成されていなくともよい。即ち、軸線Ｏ方向の一方側のスラストパッド面１９にのみにランド面２５、及びテーパ面２６が形成されていてもよい。
　また、第１回転ブッシュ１０Ａ（又は第２回転ブッシュ１０Ｂ）のみに、ランド面２５、及びテーパ面２６が形成されていてもよい。
　このようなターボチャージャ１によると、軸受装置８における回転ブッシュ１０が回転軸５を囲って潤滑油ＯＩ中に浮遊し、いわゆるフローティングディスクとしての役割を果たす。そして、回転ブッシュ１０の内周面と回転軸５の外周面との間の油膜により、回転軸に生じるラジアル方向の荷重を受けることができる。
　また、フランジ部１６と静止ブッシュ１３との間に回転ブッシュ１０が配置されることで、回転ブッシュ１０がスラスト方向の荷重をうけることができる。
　また、フローティングディスクとしての機能を有する回転ブッシュ１０の効果として、回転ブッシュ１０が回転軸５に連れ回ることにより、回転軸５に対して相対回転することにより、回転軸５と回転ブッシュ１０との間、フランジ部１６と回転ブッシュ１０との間での潤滑油ＯＩの速度勾配が小さくなる。この結果、せん断応力による摩擦損失を低減することができる。
　また、静止ブッシュ１３がハウジング４とは別部材であることで、ハウジング４の形状が単純化され、ハウジング４の製造が容易になる。さらに、静止ブッシュ１３は、荷重や摩擦等の力が加わり消耗・劣化しやすいため、保守点検又は修理交換時に、静止ブッシュ１３が別部品であると、点検や交換が容易である。
　また、回転軸５、及び回転ブッシュ１０の回転によって回転方向Ｒに流速の生じた潤滑油ＯＩが、テーパ面２６をのぼり、ランド面２５に達する。
　ランド面２５はテーパ面２６に比べて、フランジ部１６及び静止ブッシュ１３との距離が狭くなっている。このため、フランジ部１６及び静止ブッシュ１３との間に先細りの空間を形成しており、ランド面２５では潤滑油ＯＩの中にくさび膜圧力及びしぼり膜圧力が生じている。
　このような圧力により、静止ブッシュ１３と回転ブッシュ１０、及び、フランジ部１６と回転ブッシュ１０とが直接接触することなく、回転軸５のスラスト方向の荷重を受ける軸受性能を向上させることができる。
　さらに、回転ブッシュ１０におけるスラストパッド面１９では、フランジ部１６側よりも静止ブッシュ１３側の方が、テーパ面２６の面積が大きくなっている。このため、静止ブッシュ１３とテーパ面２６Ｂとの間の方が、フランジ部１６とテーパ面２６Ａとの間よりも大きな圧力が生じることになり、静止ブッシュ１３とテーパ面２６Ｂとの接触を抑制することが可能となる。
　本実施形態のターボチャージャ１によると、軸受装置８における回転ブッシュ１０が、スラスト、及びラジアルの両方向から回転軸５の荷重を受けることで、回転軸５の回転によって生じる回転軸５の全体の軸受損失を低減することができる。
〔第二実施形態〕
　以下、図４を参照して、本発明の第二実施形態のターボチャージャ３１（回転機械）について説明する。
　第一実施形態と同様の構成要素には同一の符号を付して詳細説明を省略する。
　本実施形態では、回転軸３５の形状が第一実施形態とは異なっている。
　回転軸３５は、静止ブッシュ１３が配置された軸線Ｏの方向の領域に対応する部分で縮径している。即ち、回転軸３５の外周面と、該外周面と相対する静止ブッシュ１３の内周面との径方向の距離の方が、回転軸の外周面と、該外周面に相対する回転ブッシュ１０の内周面との径方向の距離に比べて大きくなっている。これにより、静止ブッシュ１３と回転軸３５との間の隙間が大きくなっている。
　さらに具体的には、回転軸３５は、回転ブッシュ１０と径方向に相対する位置に形成された大径外周面３６と、静止ブッシュ１３と径方向に相対する位置で大径外周面３６よりも小径に形成された小径外周面３７と、これら大径外周面３６と小径外周面３７とを接続する軸線Ｏの方向を向く段差面３８とを有している。
　本実施形態のターボチャージャ３１によると、静止ブッシュ１３の内周面と、これに相対して回転する回転軸３５の外周面との距離が大きくなる。このため、静止ブッシュ１３の内周面と回転軸３５の外周面との間に流入した潤滑油ＯＩの油膜中の径方向の速度勾配が緩やかになり、潤滑油ＯＩのせん断応力を低減して軸受装置８での回転損失を低減することができる。
　さらに、回転軸３５が一部で縮径して小径化することにより、回転軸３５の慣性モーメントを低減でき、回転軸３５の回転効率を向上させることができる。
〔第三実施形態〕
　以下、図５を参照して、本発明の第三実施形態のターボチャージャ４１（回転機械）について説明する。
　第一及び第二実施形態と同様の構成要素には同一の符号を付して詳細説明を省略する。
　本実施形態では、軸受装置４８における静止ブッシュ４３の形状が第一及び第二実施形態とは異なっている。
　静止ブッシュ４３には、回転軸５の外周面に相対する内周面に、径方向内側から外側に向かって凹む凹部４４が回転軸５の周方向にわたって環状に形成されている。
　これにより、凹部４４の底面４４ａ（径方向内側を向く面）と該底面４４ａに相対する回転軸５の外周面との距離の方が、回転軸５の外周面と該外周面に相対する回転ブッシュ１０の内周面との距離に比べて大きくなっている。
　本実施形態のターボチャージャ４１によると、径方向における凹部４４の底面４４ａと回転軸５との距離が、径方向における回転ブッシュ１０と回転軸５との距離に比べて大きくなっている。このため、静止ブッシュ４３の内周面と、これに相対する回転軸５の外周面との間に流入した潤滑油ＯＩのせん断応力を低減することができる。この結果、軸受装置４８における回転損失を低減することができる。
〔第四実施形態〕
　以下、図６を参照して、本発明の第四実施形態のターボチャージャ５１（回転機械）について説明する。
　第一から第三実施形態と同様の構成要素には同一の符号を付して詳細説明を省略する。
　本実施形態では、軸受装置５８における静止ブッシュ固定部５４が第一から第三実施形態とは異なっている。
　静止ブッシュ固定部５４は、第一実施形態と同様にハウジング４及び静止ブッシュ１３に形成された孔部１７に嵌入されたピンであるが、このピンには、径方向に貫通するように、潤滑油ＯＩを静止ブッシュ１３及びハウジング４の外部に排出する排出孔５４ａが形成されている。即ち、ピンは中空筒状となっている。
　この排出孔５４ａは、ターボチャージャ５１が設置された際に、下方に向かって延びるように形成されているとよい。
　本実施形態のターボチャージャ５１によると、静止ブッシュ１３に囲まれた回転軸５の外周面と、静止ブッシュ１３の内周面との間に流入した潤滑油ＯＩを、径方向外側に排出孔５４ａを通じて排出する。
　この結果、汚れ等で不要となった潤滑油ＯＩを軸受装置５８の外部に排出することができ、回転軸５の回転時の撹拌損失、摩擦損失を低減することができる。
　また、静止ブッシュ固定部５４に排出孔５４ａを形成することで、排出孔５４ａを容易に形成できる。よって、排出孔５４ａの詰り等の不具合が生じた場合に、静止ブッシュ固定部５４を取り外せばよく、点検、交換がし易くなる。
〔第五実施形態〕
　以下、図７を参照して、本発明の第五実施形態のターボチャージャ６１（回転機械）について説明する。
　第一から第四実施形態と同様の構成要素には同一の符号を付して詳細説明を省略する。
　本実施形態では、軸受装置６８における静止ブッシュ６３が第一から第四実施形態と異なっている。また、本実施形態では回転軸３５は、第二実施形態と同様に一部で縮径した形状をなしている。
　静止ブッシュ６３には、径方向に貫通するように潤滑油ＯＩを排出する排出孔６３ａが形成されている。本実施形態では、静止ブッシュ固定部１４を軸線Ｏの方向の両側から挟むようにして、一対の排出孔６３ａが形成されている。
　またこの排出孔６３ａは、ターボチャージャ６１が設置された際に、下方に向かって延びるように形成されているとよい。
　本実施形態のターボチャージャ６１によると、静止ブッシュ６３に囲まれた回転軸３５の外周面と、静止ブッシュ６３の内周面との間に流入した潤滑油ＯＩを、排出孔６３ａを通じて径方向外側に排出することができる。この結果、汚れ等で不要となった潤滑油ＯＩの排出により、回転軸３５の回転時の撹拌損失、摩擦損失を低減することができる。
　本実施形態では、排出孔６３ａを静止ブッシュ６３のみに形成したが、第四実施形態のように排出孔５４ａを形成した静止ブッシュ固定部５４を併用してもよい。
〔第六実施形態〕
　以下、図８を参照して、本発明の第六実施形態のターボチャージャ７１（回転機械）について説明する。
　第一から第五実施形態と同様の構成要素には同一の符号を付して詳細説明を省略する。
　本実施形態では、軸受装置７８における静止ブッシュ固定部７４が第一から第五実施形態と異なっている。
　静止ブッシュ固定部７４は、ハウジング４と静止ブッシュ７３との間に介在され、静止ブッシュ７３の軸線Ｏの方向の移動を規制しつつ、径方向への移動を許容する支持部材である。
　本実施形態では、静止ブッシュ固定部７４は、樹脂等の弾性変形可能な材料よりなる弾性体であり、軸線Ｏを中心とした環状をなしている。また、静止ブッシュ７３における軸線Ｏの方向の両端部の位置にそれぞれ配されることで、軸線Ｏ方向に互いに離間して一対が設けられている。
　本実施形態のターボチャージャ７１によると、静止ブッシュ固定部７４が弾性体であることで、静止ブッシュ７３が回転軸５の軸振動に対して追従し、回転軸５への静止ブッシュ７３の片当たりを抑制することができる。
　また、弾性体の弾性力により、回転軸５を元の位置（軸振動が作用していない状態の初期位置）に戻す作用が働く。このため、軸受装置７８によって安定して回転軸５を支持しつつ、潤滑油ＯＩの油膜によって回転軸５のラジアル荷重を受けることができる。
　ここで、静止ブッシュ固定部７４は、例えば板バネやコイルバネ等のバネ部材であってもよい。また単に弾性変形可能な金属、樹脂等の板状部材、環状部材であってもよい。
　以上、本発明の実施形態について詳細を説明したが、本発明の技術的思想を逸脱しない範囲内において、多少の設計変更も可能である。
　上述の実施形態を組み合わせた構成を採用してもよい。例えば、第二実施形態の回転軸３５と、第四実施形態の排出孔５４ａを併用してもよい。
　また、上述の実施形態では二つの回転ブッシュを設けた例を説明したが、回転ブッシュが一つのみであってもよい。また、回転ブッシュは三つ以上設けられていてもよく、この場合、軸線Ｏ方向に互いに離間して複数の静止ブッシュを設けてもよい。
　上記した軸受装置、及び回転機械によれば、回転ブッシュが、スラスト、及びラジアルの両方向から回転軸の荷重を受けることで、回転軸の回転により生じる回転軸全体の軸受損失を低減することが可能である。
　１　　ターボチャージャ（回転機械）
　２　　排気タービン
　３　　圧縮機
　４　　ハウジング
　４ａ　　給油流路
　５　　回転軸
　８　　軸受装置
　１０　　回転ブッシュ
　１０Ａ　　第１回転ブッシュ
　１０Ｂ　　第２回転ブッシュ
　１０ａ　　給油孔
　１３　　静止ブッシュ
　１４　　静止ブッシュ固定部
　１５　　スリーブ
　１６　　フランジ部
　１６Ａ　　第１フランジ部
　１６Ｂ　　第２フランジ部
　１７　　孔部
　１８　　ジャーナルパッド面
　１９　　スラストパッド面
　Ｏ　　軸線
　ＯＩ　　潤滑油（流体）
　Ｇ　　排気ガス
　ＡＲ　　空気
　２５　　ランド面
　２６（２６Ａ、２６Ｂ）　　テーパ面
　Ｒ　　回転方向
　３１　　ターボチャージャ（回転機械）
　３５　　回転軸
　３６　　大径外周面
　３７　　小径外周面
　３８　　段差面
　４１　　ターボチャージャ（回転機械）
　４３　　静止ブッシュ
　４４　　凹部
　４４ａ　　底面
　４８　　軸受装置
　５１　　ターボチャージャ（回転機械）
　５４　　静止ブッシュ固定部
　５４ａ　　排出孔
　５８　　軸受装置
　６１　　ターボチャージャ（回転機械）
　６３　　静止ブッシュ
　６３ａ　　排出孔
　６８　　軸受装置
　７１　　ターボチャージャ（回転機械）
　７３　　静止ブッシュ
　７４　　静止ブッシュ固定部
　７８　　軸受装置

Claims (11)

  1. 　軸線回りに回転する回転軸の径方向に突出して該回転軸とともに回転するフランジ部と、
    　前記フランジ部と前記軸線の方向に離間して配置され、前記回転軸の外周面を囲い、該回転軸を支持するハウジングに前記回転軸に対して前記軸線の方向に相対移動不能となるように設けられた静止ブッシュと、
    　前記フランジ部と前記静止ブッシュとの間に、これらフランジ部及び静止ブッシュによって前記軸線の方向から挟まれるように配置されるとともに前記回転軸の外周面を囲い、流体中に浮遊して前記回転軸及び前記ハウジングに対して相対回転可能な回転ブッシュと、
    　を備え、
    　前記回転ブッシュは、
    　前記フランジ部及び前記静止ブッシュとそれぞれ相対する前記軸線の方向を向く面に、これらフランジ部及び静止ブッシュにおける前記軸線の方向を向く面に沿うランド面と、
    　前記ランド面に連続し、前記回転軸の回転方向と反対方向に向かうに従って、前記軸線の方向に前記フランジ部及び前記静止ブッシュとの隙間が大きくなるように傾斜するテーパ面と、
    　を有する軸受装置。
  2. 　前記静止ブッシュは、前記ハウジングと別部材であり、
    　前記静止ブッシュと前記ハウジングとを固定する静止ブッシュ固定部をさらに備える請求項１に記載の軸受装置。
  3. 　前記静止ブッシュ固定部は、前記ハウジングと前記静止ブッシュとを貫通する孔部に嵌入されたピンである請求項２に記載の軸受装置。
  4. 　前記静止ブッシュ固定部には、前記径方向に貫通するように、前記流体を排出する排出孔が形成されている請求項３に記載の軸受装置。
  5. 　前記静止ブッシュ固定部は、前記ハウジングと前記静止ブッシュとの間に介在され、該静止ブッシュの前記軸線の方向の移動を規制し、前記径方向への移動を許容する支持部材である請求項２に記載の軸受装置。
  6. 　前記静止ブッシュ固定部は、弾性体である請求項５に記載の軸受装置。
  7. 　前記静止ブッシュには、前記径方向に貫通するように、前記流体を排出する排出孔が形成されている請求項１から６のいずれか一項に記載の軸受装置。
  8. 　前記回転軸の外周面と、該外周面と相対する前記静止ブッシュの内周面との前記径方向の距離の方が、前記回転軸の外周面と、該外周面に相対する前記回転ブッシュの内周面との前記径方向の距離に比べ、大きくなっている請求項１から７のいずれか一項に記載の軸受装置。
  9. 　前記回転軸は、前記静止ブッシュが配置された前記軸線の方向の領域に対応する部分で縮径している請求項８に記載の軸受装置。
  10. 　前記静止ブッシュには、前記回転軸の外周面に相対する内周面に、径方向内側から外側に向かって凹む凹部が前記回転軸の周方向にわたって形成され、
    　前記凹部の底面と該底面に相対する前記回転軸の外周面との距離の方が、前記回転軸の外周面と該外周面に相対する前記回転ブッシュの内周面との距離に比べ、大きくなっている請求項８に記載の軸受装置。
  11. 　請求項１から１０のいずれか一項に記載の軸受装置と、
    　前記軸受装置によって支持される回転軸と、
    　を備える回転機械。
PCT/JP2014/072562 2014-08-28 2014-08-28 軸受装置、及び回転機械 WO2016031013A1 (ja)

Priority Applications (5)

Application Number Priority Date Filing Date Title
CN201480080953.1A CN106662144B (zh) 2014-08-28 2014-08-28 轴承装置及旋转机械
PCT/JP2014/072562 WO2016031013A1 (ja) 2014-08-28 2014-08-28 軸受装置、及び回転機械
JP2016545161A JP6288885B2 (ja) 2014-08-28 2014-08-28 軸受装置、及び回転機械
US15/329,424 US9897137B2 (en) 2014-08-28 2014-08-28 Bearing device and rotary machine
EP14900849.2A EP3163103B1 (en) 2014-08-28 2014-08-28 Bearing device and rotary machine

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
PCT/JP2014/072562 WO2016031013A1 (ja) 2014-08-28 2014-08-28 軸受装置、及び回転機械

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2016031013A1 true WO2016031013A1 (ja) 2016-03-03

Family

ID=55398951

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2014/072562 WO2016031013A1 (ja) 2014-08-28 2014-08-28 軸受装置、及び回転機械

Country Status (5)

Country Link
US (1) US9897137B2 (ja)
EP (1) EP3163103B1 (ja)
JP (1) JP6288885B2 (ja)
CN (1) CN106662144B (ja)
WO (1) WO2016031013A1 (ja)

Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2018091629A1 (en) * 2016-11-17 2018-05-24 Turbo Energy Private Limited Journal thrust bearing bush for supporting the shaft of an exhaust turbocharger
EP3382230A1 (en) * 2017-03-27 2018-10-03 United Technologies Corporation Squeeze film damper with low pressure reservoirs and related method
WO2019155797A1 (ja) * 2018-02-08 2019-08-15 株式会社Ihi 軸受構造

Families Citing this family (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102017127628A1 (de) * 2017-11-22 2019-05-23 Man Energy Solutions Se Turbine und Turbolader
JP7341218B2 (ja) * 2019-02-27 2023-09-08 三菱重工エンジン＆ターボチャージャ株式会社 浮動ブッシュ軸受および過給機

Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS566917A (en) * 1979-06-19 1981-01-24 Wallace Murray Corp Bearing device for rotational shaft and turbosupercharger
JPS58123919U (ja) * 1982-02-17 1983-08-23 株式会社日立製作所 浮動ブツシユ軸受
JPS5939734U (ja) * 1982-09-06 1984-03-14 アイシン精機株式会社 タ−ボチヤ−ジヤ
JPS6018614A (ja) * 1984-05-31 1985-01-30 Taiho Kogyo Co Ltd テ−パ−ドランドスラスト軸受
JPS61103528U (ja) * 1984-12-14 1986-07-01
JP2000087753A (ja) * 1998-09-11 2000-03-28 Toyota Motor Corp 排気駆動式過給機の潤滑油供給装置
JP2013227892A (ja) * 2012-04-25 2013-11-07 Toyota Motor Corp ターボチャージャ

Family Cites Families (20)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CH407665A (de) * 1964-04-06 1966-02-15 Buechi Alfred Johann Dipl Masc Lagerung von Kreiselmaschinenrotoren
DE2061393A1 (de) 1970-12-12 1972-06-15 Kuehnle Kopp Kausch Ag Lagerung für Abgasturbolader
JPS522447B2 (ja) * 1973-02-16 1977-01-21
JPS54167209U (ja) * 1978-05-16 1979-11-24
JPS5612125U (ja) * 1979-07-10 1981-02-02
JPS57129919A (en) * 1981-02-04 1982-08-12 Hitachi Ltd Floating bush bearing
US4902144A (en) * 1989-05-02 1990-02-20 Allied-Signal, Inc. Turbocharger bearing assembly
JP2003222123A (ja) 2002-01-25 2003-08-08 Mitsubishi Heavy Ind Ltd テーパランドスラスト軸受およびそれを備えた回転機械
US6709160B1 (en) * 2002-11-21 2004-03-23 Borgwarner, Inc. Turbocharger bearing lubrication system
JP2006077803A (ja) 2004-09-07 2006-03-23 Mitsubishi Heavy Ind Ltd テーパランド型スラスト軸受
JP4800788B2 (ja) 2006-02-17 2011-10-26 日本オプネクスト株式会社 光モジュールアダプタ
US7793499B2 (en) * 2006-10-25 2010-09-14 Honeywell International Inc. Bearing spacer and housing
DE102007027869B4 (de) * 2007-06-18 2010-04-29 Continental Automotive Gmbh Turbolader mit einem Turboladergehäuse
EP2042753A1 (de) * 2007-09-26 2009-04-01 ABB Turbo Systems AG Hydrodynamisches Axiallager
JP2011127428A (ja) * 2008-02-25 2011-06-30 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 排気ターボ過給機のスラスト軸受の冷却装置
JP2013002466A (ja) * 2011-06-13 2013-01-07 Ihi Corp スラスト軸受構造及び過給機
JP2013002559A (ja) 2011-06-16 2013-01-07 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 排気ターボ過給機のスラスト軸受装置
JP5705665B2 (ja) * 2011-06-30 2015-04-22 三菱重工業株式会社 ターボチャージャの軸受装置
DE102014208078A1 (de) * 2014-04-29 2015-10-29 Bosch Mahle Turbo Systems Gmbh & Co. Kg Abgasturbolader mit einem Rotor
DE112015003829T5 (de) * 2014-08-21 2017-05-11 Ihi Corporation Lagerstruktur und Turbolader

Patent Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS566917A (en) * 1979-06-19 1981-01-24 Wallace Murray Corp Bearing device for rotational shaft and turbosupercharger
JPS58123919U (ja) * 1982-02-17 1983-08-23 株式会社日立製作所 浮動ブツシユ軸受
JPS5939734U (ja) * 1982-09-06 1984-03-14 アイシン精機株式会社 タ−ボチヤ−ジヤ
JPS6018614A (ja) * 1984-05-31 1985-01-30 Taiho Kogyo Co Ltd テ−パ−ドランドスラスト軸受
JPS61103528U (ja) * 1984-12-14 1986-07-01
JP2000087753A (ja) * 1998-09-11 2000-03-28 Toyota Motor Corp 排気駆動式過給機の潤滑油供給装置
JP2013227892A (ja) * 2012-04-25 2013-11-07 Toyota Motor Corp ターボチャージャ

Cited By (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2018091629A1 (en) * 2016-11-17 2018-05-24 Turbo Energy Private Limited Journal thrust bearing bush for supporting the shaft of an exhaust turbocharger
EP3382230A1 (en) * 2017-03-27 2018-10-03 United Technologies Corporation Squeeze film damper with low pressure reservoirs and related method
US10094420B1 (en) 2017-03-27 2018-10-09 United Technologies Corporation Squeeze film damper with low pressure reservoirs
WO2019155797A1 (ja) * 2018-02-08 2019-08-15 株式会社Ihi 軸受構造
JPWO2019155797A1 (ja) * 2018-02-08 2021-01-14 株式会社Ihi 軸受構造
US11280372B2 (en) 2018-02-08 2022-03-22 Ihi Corporation Bearing structure
JP7056676B2 (ja) 2018-02-08 2022-04-19 株式会社Ihi 軸受構造

Also Published As

Publication number Publication date
EP3163103A1 (en) 2017-05-03
JP6288885B2 (ja) 2018-03-07
CN106662144B (zh) 2019-08-30
JPWO2016031013A1 (ja) 2017-06-15
EP3163103B1 (en) 2018-12-05
CN106662144A (zh) 2017-05-10
EP3163103A4 (en) 2017-09-13
US9897137B2 (en) 2018-02-20
US20170211616A1 (en) 2017-07-27

Similar Documents

Publication Publication Date Title
US8845271B2 (en) Turbocharger bearing system
WO2016031013A1 (ja) 軸受装置、及び回転機械
EP3511577B1 (en) Bearing assembly with damping features
JP5080814B2 (ja) ガスタービンエンジン組立体、差動スクイーズ油膜ダンパ軸受組立体及びガスタービンエンジン
US8807840B2 (en) Insulating and damping sleeve for a rolling element bearing cartridge
CN103688025B (zh) 废气增压器的转子
US6418722B1 (en) Turbocharger bearing system
US20140017101A1 (en) Clutch subassembly and clutched supercharger made using the same
CN1330854C (zh) 涡轮机
KR20070031388A (ko) 다중 두께 막 층 베어링 카트리지와 하우징
CN104968896A (zh) 带有柔顺性阻尼器的流体膜式流体动压挠曲支点可倾瓦块半浮环轴颈轴承
CN107835905B (zh) 轴承结构以及增压器
US20140193239A1 (en) Turbomachine shaft sealing arrangement
CN107850120B (zh) 轴承结构以及增压器
JP2012503155A (ja) 排ガス・ターボチャージャの軸受ハウジングを密封する装置
WO2017026292A1 (ja) 軸受構造、および、過給機
JP6079057B2 (ja) ターボチャージャー用転がり軸受装置
EP1264080B1 (en) Integral bearing assembly for a turbocharger rotor
JP6469716B2 (ja) 排気ガスターボチャージャーのための軸受装置および排気ガスターボチャージャー
KR100649976B1 (ko) 저비용 볼 베어링을 갖춘 터보 과급기 로터
EP1322879B1 (en) Turbocharger annular seal gland
JP6597780B2 (ja) シール構造および過給機
US20190128140A1 (en) Bearing device for an exhaust gas turbocharger, and exhaust gas turbocharger
JP4386563B2 (ja) ターボチャージャの軸受装置
JP6079058B2 (ja) ターボチャージャー用転がり軸受装置

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 14900849

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 2016545161

Country of ref document: JP

Kind code of ref document: A

REEP Request for entry into the european phase

Ref document number: 2014900849

Country of ref document: EP

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 15329424

Country of ref document: US

Ref document number: 2014900849

Country of ref document: EP

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE