WO2020017136A1 - 過給機 - Google Patents

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WO2020017136A1
WO2020017136A1 PCT/JP2019/019307 JP2019019307W WO2020017136A1 WO 2020017136 A1 WO2020017136 A1 WO 2020017136A1 JP 2019019307 W JP2019019307 W JP 2019019307W WO 2020017136 A1 WO2020017136 A1 WO 2020017136A1
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WO
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peripheral surface
lubricating oil
bearing
main body
shaft
Prior art date
Application number
PCT/JP2019/019307
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English (en)
French (fr)
Inventor
寛 采浦
Original Assignee
株式会社Ihi
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    • 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
    • F02B39/00—Component parts, details, or accessories relating to, driven charging or scavenging pumps, not provided for in groups F02B33/00 - F02B37/00

Definitions

  • the supercharger includes a bearing housing in which an oil passage and a bearing hole are formed. A groove is formed between the oil passage and the bearing hole in the bearing housing of Patent Document 1.
  • Patent Literature 1 it is necessary to form a groove in the bearing housing, and the number of processing steps for the bearing housing is large.
  • An object of the present disclosure is to provide a supercharger capable of reducing the number of processing steps of a bearing housing.
  • a turbocharger includes a housing having a bearing hole through which a shaft is inserted, and a cylindrical main body rotatably provided in the bearing hole.
  • the body includes a sleeve in which a lubricating oil supply hole penetrating from the inner peripheral surface to the outer peripheral surface is formed, and a rolling bearing housed in the sleeve and supporting the shaft.
  • a circumferential groove extending in the circumferential direction and continuing to the lubricating oil supply hole may be formed on the outer peripheral surface of the main body.
  • a communication groove extending in the axial direction of the shaft and communicating with the circumferential groove may be formed on the outer peripheral surface of the main body.
  • An oil drain hole communicating with the bearing hole is formed in the housing, the sleeve penetrates the main body from the inner peripheral surface to the outer peripheral surface, and the position of the opening on the outer peripheral surface is at least part of the oil drain hole and the shaft. Lubricating oil discharge holes overlapping in the axial direction may be formed.
  • a pair of rolling bearings may be provided apart from each other in the axial direction of the shaft, and a spacer may be provided between inner rings of the pair of rolling bearings.
  • FIG. 1 is a schematic sectional view of the supercharger.
  • FIG. 2 is a diagram in which a dashed line portion of FIG. 1 is extracted.
  • FIG. 3 is a schematic top view of the sleeve.
  • FIG. 4 is an IV view of the outer ring in FIG.
  • FIG. 5 is a schematic top view of a sleeve according to a modification.
  • FIG. 1 is a schematic sectional view of the supercharger C.
  • the direction of arrow L shown in FIG. 1 will be described as the left side of the turbocharger C. 1 will be described as the right side of the supercharger C.
  • the supercharger C includes a supercharger main body 1.
  • the supercharger main body 1 is configured to include a bearing housing (housing) 2, a turbine housing 4, and a compressor housing 6.
  • the turbine housing 4 is connected to the left side of the bearing housing 2 by a fastening mechanism 3.
  • the compressor housing 6 is connected to the right side of the bearing housing 2 by a fastening bolt 5.
  • a projection 2a is provided on the outer peripheral surface of the bearing housing 2.
  • the protrusion 2a is provided on the turbine housing 4 side.
  • the projection 2a projects in the radial direction of the bearing housing 2.
  • a protrusion 4 a is provided on the outer peripheral surface of the turbine housing 4.
  • the protrusion 4a is provided on the bearing housing 2 side.
  • the projection 4a projects in the radial direction of the turbine housing 4.
  • the bearing housing 2 and the turbine housing 4 are band-fastened by the fastening mechanism 3.
  • the fastening mechanism 3 is configured by, for example, a G coupling, and sandwiches the protrusions 2a and 4a.
  • a bearing hole 2b is formed in the bearing housing 2.
  • the bearing hole 2b penetrates the turbocharger C in the left-right direction.
  • the sleeve 8 is accommodated in the bearing hole 2b.
  • the sleeve 8 is rotatably provided in the bearing hole 2b.
  • a rolling bearing 9 is housed in the sleeve 8.
  • the rolling bearing 9 is rotatably supported by the sleeve 8.
  • the shaft 7 is inserted into the bearing hole 2b.
  • the bearing hole 2 b accommodates a part of the shaft 7.
  • the shaft 7 is rotatably supported by the rolling bearing 9.
  • the rolling bearing 9 rotatably supports the shaft 7.
  • a pair of rolling bearings 9 are provided apart from each other in the axial direction of the shaft 7.
  • a turbine impeller 10 is provided at the left end of the shaft 7.
  • the turbine impeller 10 is rotatably accommodated in the turbine housing 4.
  • a compressor impeller 11 is provided at the right end of the shaft 7.
  • the compressor impeller 11 is rotatably accommodated in the compressor housing 6.
  • An intake port 12 is formed in the compressor housing 6.
  • the intake port 12 opens to the right of the turbocharger C.
  • the intake port 12 is connected to an air cleaner (not shown).
  • a diffuser passage 13 is formed by the facing surfaces of the bearing housing 2 and the compressor housing 6.
  • the diffuser channel 13 pressurizes air.
  • the diffuser channel 13 is formed in an annular shape.
  • the diffuser flow path 13 communicates with the intake port 12 via the compressor impeller 11 on the radially inner side.
  • a compressor scroll passage 14 is formed in the compressor housing 6.
  • the compressor scroll channel 14 is formed in an annular shape.
  • the compressor scroll flow path 14 is located, for example, radially outward of the shaft 7 from the diffuser flow path 13.
  • the compressor scroll passage 14 communicates with an intake port of an engine (not shown) and the diffuser passage 13.
  • the intake air is pressurized and accelerated in a process of flowing between the blades of the compressor impeller 11.
  • the pressurized and accelerated air is pressurized in the diffuser passage 13 and the compressor scroll passage 14.
  • the pressurized air is led to the intake port of the engine.
  • a discharge port 15 is formed in the turbine housing 4.
  • the discharge port 15 opens to the left of the supercharger C.
  • the discharge port 15 is connected to an exhaust gas purification device (not shown).
  • a communication path 16 and a turbine scroll flow path 17 are formed in the turbine housing 4.
  • the communication passage 16 and the turbine scroll passage 17 are formed in an annular shape.
  • the turbine scroll passage 17 is located, for example, radially outside the turbine impeller 10 with respect to the communication passage 16.
  • the turbine scroll flow path 17 communicates with a gas inlet (not shown). Exhaust gas discharged from an exhaust manifold (not shown) of the engine is guided to the gas inlet.
  • the communication path 16 connects the turbine scroll flow path 17 and the discharge port 15.
  • the exhaust gas guided from the gas inlet to the turbine scroll flow path 17 is guided to the discharge port 15 via the communication path 16 and the turbine impeller 10.
  • the exhaust gas guided to the discharge port 15 rotates the turbine impeller 10 in the flow process.
  • FIG. 2 is a diagram in which a dashed line portion of FIG. 1 is extracted.
  • the supercharger C has a bearing structure S as shown in FIG.
  • the bearing structure S includes a bearing hole 2b, a sleeve 8, a pair of rolling bearings 9, and a spacer 18.
  • FIG. 3 is a schematic top view of the sleeve 8.
  • the sleeve 8 includes a cylindrical main body 8a, a pair of circumferential grooves 8b, a lubricating oil supply hole 8c, and a lubricating oil discharge hole 8d.
  • the pair of peripheral grooves 8b are formed on the outer peripheral surface 8e of the main body 8a.
  • the pair of circumferential grooves 8b extend in the circumferential direction of the outer peripheral surface 8e of the main body 8a.
  • the pair of circumferential grooves 8b extends annularly around the entire outer peripheral surface 8e of the main body 8a.
  • the depth of the pair of circumferential grooves 8 b is smaller than the radial thickness (wall thickness) of the sleeve 8.
  • the pair of circumferential grooves 8b are separated from each other in the axial direction of the shaft 7 (hereinafter, simply referred to as the axial direction).
  • the lubricating oil supply hole 8c is formed in each of the pair of circumferential grooves 8b.
  • the circumferential groove 8b is continuous with the lubricating oil supply hole 8c.
  • the lubricating oil supply hole 8c penetrates the main body 8a from the inner peripheral surface 8f to the outer peripheral surface 8e.
  • the lubricating oil supply hole 8c penetrates in the radial direction of the main body 8a.
  • a plurality (for example, three) of lubricating oil supply holes 8c are formed in the circumferential direction of the outer peripheral surface 8e of the main body 8a.
  • the plurality of lubricating oil supply holes 8c are formed at equal intervals in the circumferential direction of the outer peripheral surface 8e of the main body 8a.
  • the plurality of lubricating oil supply holes 8c may be formed at irregular intervals in the circumferential direction of the outer peripheral surface 8e of the main body 8a. Further, only one lubricating oil supply hole 8c may be formed in the circumferential direction of the outer peripheral surface 8e of the main body 8a.
  • the lubricating oil discharge hole 8d penetrates the main body 8a from the inner peripheral surface 8f to the outer peripheral surface 8e.
  • the lubricating oil discharge hole 8d penetrates the sleeve 8 in the radial direction.
  • the lubricating oil discharge hole 8d is formed at the center of the sleeve 8 in the axial direction.
  • the lubricating oil discharge hole 8d is formed between the pair of circumferential grooves 8b.
  • a plurality (for example, three) of lubricating oil discharge holes 8d are formed in the circumferential direction of the outer peripheral surface 8e of the main body 8a.
  • the plurality of lubricating oil discharge holes 8d are formed at equal intervals in the circumferential direction of the outer peripheral surface 8e of the main body 8a.
  • the plurality of lubricating oil discharge holes 8d may be formed at irregular intervals in the circumferential direction of the outer peripheral surface 8e of the main body 8a. Further, only one lubricating oil discharge hole 8d may be formed in the circumferential direction of the outer peripheral surface 8e of the main body 8a.
  • an oil passage 2c is formed in the bearing housing 2.
  • the oil passage 2c is located vertically above the bearing hole 2b (upper side in FIG. 2).
  • Lubricating oil sent from a pump (not shown) is introduced into the oil passage 2c.
  • the oil passage 2c extends in the axial direction.
  • the oil passage 2c opens on the inner peripheral surface 2d of the bearing hole 2b.
  • the oil passage 2c communicates with the bearing hole 2b.
  • the inner peripheral surface 2d of the bearing hole 2b faces the outer peripheral surface 8e of the main body 8a.
  • the lubricating oil introduced into the oil passage 2c flows between the inner peripheral surface 2d of the bearing hole 2b and the outer peripheral surface 8e of the main body 8a.
  • the lubricating oil flowing between the inner peripheral surface 2d of the bearing hole 2b and the outer peripheral surface 8e of the main body 8a forms an oil film.
  • the lubricating oil flowing between the inner peripheral surface 2d of the bearing hole 2b and the outer peripheral surface 8e of the main body 8a flows into the pair of peripheral grooves 8b.
  • the lubricating oil flowing into the pair of peripheral grooves 8b flows in the pair of peripheral grooves 8b in the circumferential direction of the main body 8a.
  • the lubricating oil flowing in the circumferential direction of the main body 8a flows into the lubricating oil supply hole 8c.
  • the lubricating oil supply hole 8c supplies the lubricating oil on the outer peripheral surface 8e side of the main body 8a to the inner peripheral surface 8f side.
  • a pair of rolling bearings 9 is arranged on the inner peripheral surface 8f side of the main body 8a.
  • the pair of rolling bearings 9 are separated from each other in the axial direction of the shaft 7.
  • the rolling bearing 9 on the left side (the turbine impeller 10 side) in FIG. In FIG. 2, the right-hand rolling bearing 9 (the compressor impeller 11 side) is referred to as a compressor-side bearing 21.
  • the turbine-side bearing 20 includes an outer ring 20a, an inner ring 20b, a rolling element 20c, and a retainer 20d.
  • the inner ring 20b is attached to the outer peripheral surface of the shaft 7.
  • the inner ring 20b rotates integrally with the shaft 7.
  • the outer ring 20a is provided on the outer diameter side of the inner ring 20b.
  • the outer ring 20a is arranged to face the inner peripheral surface 8f of the main body 8a.
  • the outer ring 20a is arranged at a position facing the lubricating oil supply hole 8c of the sleeve 8 in a radial direction of the shaft 7 (hereinafter, simply referred to as a radial direction).
  • a damper portion 25 described later is provided on the outer peripheral surface of the outer ring 20a.
  • a plurality of rolling elements 20c are arranged between the outer ring 20a and the inner ring 20b.
  • the rolling element 20c is provided along the outer peripheral surface of the inner ring 20b.
  • the outer ring 20a is provided radially outside the rolling elements 20c.
  • the retainer 20d retains a plurality of rolling elements 20c. The circumferential interval between the plurality of rolling elements 20c is maintained at a predetermined interval by the retainer 20d.
  • the compressor-side bearing 21 includes an outer ring 21a, an inner ring 21b, a rolling element 21c, and a retainer 21d.
  • the inner ring 21b is attached to the outer peripheral surface of the shaft 7.
  • the inner ring 21b rotates integrally with the shaft 7.
  • the outer ring 21a is provided on the outer diameter side of the inner ring 21b.
  • the outer ring 21a is arranged to face the inner peripheral surface 8f of the main body 8a.
  • the outer ring 21a is arranged at a position facing the lubricating oil supply hole 8c of the sleeve 8 in the radial direction.
  • a damper portion 26 described later is provided on the outer peripheral surface of the outer ring 21a.
  • a plurality of rolling elements 21c are arranged between the outer ring 21a and the inner ring 21b.
  • the rolling element 21c is provided along the outer peripheral surface of the inner ring 21b.
  • the outer ring 21a is provided radially outside the rolling elements 21c.
  • the retainer 21d retains a plurality of rolling elements 21c. The circumferential interval between the plurality of rolling elements 21c is maintained at a predetermined interval by the retainer 21d.
  • the rolling bearing 9 is, for example, a pair of angular bearings.
  • a center line (hereinafter, also referred to as a connection line) indicating the contact angle of the angular bearing is indicated by a two-dot chain line in FIG.
  • the connection is inclined (has a contact angle) with respect to a line (plane) perpendicular to the axial direction of the shaft 7.
  • the angular bearing receives a thrust load in addition to the radial load of the shaft 7.
  • the pair of angular bearings respectively receive thrust loads in opposite directions.
  • the pair of angular bearings are arranged, for example, in a front combination (a combination in which the contact angle opens toward the outer ring).
  • the end surface 20g of the outer ring 20a is located on the side of the outer ring 20a where the pair of rolling bearings 9 is separated.
  • the end face 20f of the outer ring 20a is located on the side of the outer ring 20a where the pair of rolling bearings 9 approaches.
  • the end face 20g is thicker than the end face 20f.
  • the end surface 20h of the inner ring 20b is located on the side where the pair of rolling bearings 9 approaches.
  • the end surface 20i of the inner ring 20b is located on the side where the pair of rolling bearings 9 is separated.
  • the end face 20h is thicker than the end face 20i.
  • the outer ring 20a and the inner ring 20b have different wall thicknesses (radial thickness of the shaft 7) at both axial end surfaces.
  • the outer diameter of the inner ring 20b increases from the turbine impeller 10 side to the compressor impeller 11 side.
  • the inner diameter of the outer ring 20a increases from the turbine impeller 10 side toward the compressor impeller 11 side.
  • the end surface 21g of the outer ring 21a is located on the side of the outer ring 21a where the pair of rolling bearings 9 is separated.
  • the end face 21f of the outer ring 21a is located on the side of the outer ring 21a where the pair of rolling bearings 9 approaches.
  • the end face 21g is thicker than the end face 21f.
  • the end face 21h of the inner ring 21b is located on the side where the pair of rolling bearings 9 approaches.
  • the end face 21i of the inner ring 21b is located on the side where the pair of rolling bearings 9 is separated.
  • the end face 21h is thicker than the end face 21i.
  • the outer ring 21a and the inner ring 21b have different wall thicknesses (thickness in the radial direction of the shaft 7) at both axial end surfaces.
  • the outer diameter of the inner ring 21b increases from the compressor impeller 11 side toward the turbine impeller 10 side.
  • the inner diameter of the outer ring 21a increases from the compressor impeller 11 side toward the turbine impeller 10 side.
  • the above-described configuration in which the wall thickness differs at both axial end surfaces may be only one of the outer rings 20a and 21a and the inner rings 20b and 21b.
  • the outer rings 20a and 21a may have different thicknesses at both axial end surfaces, and the inner rings 20b and 21b may have the same thickness at both axial end surfaces.
  • the inner rings 20b and 21b may have different thicknesses at both end surfaces in the axial direction, and the outer rings 20a and 21a may have the same thickness at both end surfaces in the axial direction.
  • the above-described configuration in which the thickness of both end surfaces in the axial direction is different is not an essential configuration. Both the outer races 20a and 21a and the inner races 20b and 21b may have the same thickness at both axial end surfaces.
  • a spacer 18 is arranged between the inner ring 20b and the inner ring 21b of the pair of rolling bearings 9.
  • the spacer 18 is an annular member.
  • the shaft 7 is inserted through the spacer 18.
  • the outer diameter of the spacer 18 is smaller than the outer diameter of the end faces 20h, 21h of the inner rings 20b, 21b.
  • the outer diameter of the spacer 18 may be equal to or larger than the outer diameter of the end faces 20h, 21h of the inner rings 20b, 21b.
  • a spring and a spring receiver may be provided instead of the spacer 18.
  • the shaft 7 has a small diameter portion 7a, a large diameter portion 7b, and a reduced diameter portion 7c.
  • Inner rings 20b and 21b are attached to the small diameter portion 7a.
  • the large-diameter portion 7b is larger in diameter than the small-diameter portion 7a, and is integrally formed with the shaft 7.
  • the reduced diameter portion 7c has a smaller diameter than the small diameter portion 7a, and is formed integrally with the shaft 7.
  • the large diameter part 7b is located on the left side of the small diameter part 7a in FIG.
  • the reduced diameter portion 7c is located on the right side of the small diameter portion 7a in FIG.
  • the large diameter portion 7b may be formed as a separate member from the small diameter portion 7a.
  • the large diameter portion 7b may be configured to be detachable from the small diameter portion 7a.
  • the reduced diameter portion 7c may be formed as a separate member from the small diameter portion 7a.
  • the reduced diameter portion 7c may be configured to be detachable from the small diameter portion 7a.
  • the outer diameter of the large diameter portion 7b is equal to or larger than the outer diameter of the end face 20i of the inner ring 20b.
  • the inner ring 20b is positioned by the large diameter portion 7b.
  • the oil draining member 22 is attached to the reduced diameter portion 7c.
  • the oil draining member 22 scatters the lubricating oil radially outward.
  • the oil draining member 22 suppresses leakage of the lubricating oil to the compressor impeller 11 side.
  • the bearing housing 2 has a side wall 2e.
  • the side wall portion 2e is located on the side (the turbine impeller 10 side) where the pair of rolling bearings 9 is separated from the outer ring 20a.
  • the side wall 2e protrudes radially inward from the inner peripheral surface 2d of the bearing hole 2b.
  • the side wall 2e has an opposing surface 2g.
  • the facing surface 2g faces the end surface 20g of the outer ring 20a in the axial direction.
  • a seal plate 24 (opposing portion) is attached to the bearing housing 2 on the outer diameter side of the oil draining member 22.
  • the seal plate 24 has a facing surface 24a.
  • the facing surface 24a faces the end surface 21g of the outer race 21a in the axial direction.
  • the seal plate 24 suppresses leakage of lubricating oil from the bearing hole 2b to the compressor impeller 11 side.
  • the oil draining member 22 has a large diameter portion 22a.
  • the large diameter portion 22a has a larger diameter than the small diameter portion 7a.
  • the outer diameter of the large diameter portion 22a is equal to or larger than the outer diameter of the end surface 21i of the inner race 21b.
  • the inner ring 21b is positioned by the oil draining member 22.
  • the maximum outer diameter of the large diameter portion 22a is equal to the maximum outer diameter of the large diameter portion 7b.
  • the term “equal” means a case where the values are completely equal and a case where there is a deviation from a case where the values are completely equal within a range of an allowable error (such as a processing accuracy or an assembly error).
  • the maximum outer diameter of the large diameter portion 22a may be different from the maximum outer diameter of the large diameter portion 7b.
  • the inner ring 20b, the spacer 18, the inner ring 21b, the oil draining member 22, and the compressor impeller 11 are sequentially inserted from the end of the shaft 7 on the compressor impeller 11 side.
  • a fastening bolt is fastened to an end of the shaft 7 on the compressor impeller 11 side.
  • a compressive stress acts on the inner race 20b, the spacer 18, the inner race 21b, the oil draining member 22, and the compressor impeller 11 in the axial direction.
  • the inner ring 20b, the spacer 18, and the inner ring 21b rotate integrally with the shaft 7 while being sandwiched between the large diameter portion 7b and the fastening bolt by the axial force.
  • a damper portion 25 is provided on the outer peripheral surface of the turbine-side bearing 20 (outer ring 20a).
  • a damper portion 26 is provided on the outer peripheral surface of the compressor-side bearing 21 (outer ring 21a). The dampers 25, 26 face the inner peripheral surface 8f of the main body 8a.
  • the damper portion 25 has two annular projections 20e.
  • the two annular projections 20e are provided on the outer peripheral surface of the outer ring 20a so as to be separated in the axial direction.
  • the damper part 26 has two annular projections 21e.
  • the two annular projections 21e are provided on the outer peripheral surface of the outer ring 21a so as to be separated in the axial direction.
  • the annular projections 20e and 21e protrude in the radial direction of the shaft 7.
  • the annular projections 20e, 21e extend annularly over the entire outer peripheral surfaces of the outer rings 20a, 21a.
  • a lubricating oil supply hole 8c is provided between portions of the inner peripheral surface 8f of the main body 8a facing the two annular projections 20e.
  • a lubricating oil supply hole 8c is provided between the portions of the inner peripheral surface 8f of the main body 8a facing the two annular projections 21e.
  • the lubricating oil supply hole 8c supplies lubricating oil to the pair of rolling bearings 9.
  • the lubricating oil supply hole 8c supplies the lubricating oil between the dampers 25, 26 and the inner peripheral surface 8f of the main body 8a.
  • the lubricating oil supplied between the dampers 25, 26 and the inner peripheral surface 8f of the main body 8a forms an oil film.
  • the dampers 25 and 26 suppress radial vibration of the shaft 7 by lubricating oil (oil film).
  • the annular projection 20e on the turbine impeller 10 side is defined as a first projection 20ea.
  • the annular projection 20e on the compressor impeller 11 side is referred to as a second projection 20eb.
  • the annular projection 21e on the compressor impeller 11 side is defined as a first projection 21ea.
  • the annular projection 21e on the turbine impeller 10 side is defined as a second projection 21eb.
  • the second projections 20eb and 21eb are located in a direction in which the pair of rolling bearings 9 are closer to each other than the first projections 20ea and 21ea.
  • the width of the first protrusions 20ea and 21ea in the axial direction is smaller than the width of the second protrusions 20eb and 21eb in the axial direction.
  • the lubricating oil hardly flows through the space between the second protrusions 20eb and 21eb and the inner peripheral surface 8f of the main body 8a (has a large resistance).
  • the lubricating oil supplied between the first protrusions 20ea and 21ea and the second protrusions 20eb and 21eb from the lubricating oil supply hole 8c is likely to leak from the first protrusions 20ea and 21ea.
  • the amount of lubricating oil flowing on the end surfaces 20g and 21g of the outer rings 20a and 21a is secured. Further, the outer rings 20a and 21a are pressed by the lubricating oil toward the side where the pair of rolling bearings 9 approaches.
  • the width of the first protrusions 20ea and 21ea in the axial direction may be equal to or larger than the width of the second protrusions 20eb and 21eb in the axial direction.
  • first groove 20j is formed on the end face 20g.
  • the first groove 20j penetrates from the outer peripheral surface to the inner peripheral surface of the outer ring 20a.
  • a first groove 21j is formed on the end face 21g.
  • the first groove 21j penetrates from the outer peripheral surface to the inner peripheral surface of the outer ring 21a.
  • the first groove portions 20j and 21j may not be provided on both the outer rings 20a and 21a of the pair of rolling bearings 9.
  • the outer race 20a may have the first groove 20j, and the outer race 21a may not have the first groove 21j.
  • the outer ring 20a may have the first groove 21j without having the first groove 20j.
  • FIG. 4 is a view of the outer race 20a in FIG.
  • the shape of the first groove 21j of the outer ring 21a is the same as the shape of the first groove 20j of the outer ring 20a. Therefore, hereinafter, the shape of the first groove 20j of the outer ring 20a will be described, and the description of the shape of the first groove 21j of the outer ring 21a will be omitted.
  • the first groove portion 20j extends along the radial direction of the outer ring 20a as shown in FIG. However, the first groove 20j may be inclined with respect to the radial direction.
  • the first groove portion 20j includes a left side surface 20ja, a right side surface 20jb, and a bottom surface 20jc.
  • the left side surface 20ja and the right side surface 20jb extend along the radial direction of the outer ring 20a.
  • the bottom surface 20jc is a plane parallel to the radial direction of the outer ring 20a and parallel to the end surface 20g.
  • the circumferential width of the first groove 20j (that is, the distance between the left side surface 20ja and the right side surface 20jb) is constant regardless of the position in the radial direction.
  • the width of the first groove 20j in the circumferential direction may change according to the position in the radial direction.
  • the width of the first groove 20j in the circumferential direction may change so as to decrease from the inner diameter side to the outer diameter side.
  • the circumferential width of the first groove portion 20j may change so as to increase from the inner diameter side to the outer diameter side.
  • a plurality of first groove portions 20j are formed in the circumferential direction of the end surface 20g.
  • four first grooves 20j are arranged at 90 ° intervals in the circumferential direction of the end face 20g.
  • the number of the first groove portions 20j is not limited to four and may be one or more.
  • the circumferential intervals of the first groove portions 20j are not limited to equal intervals, and may be unequal intervals.
  • the lubricating oil leaked from the first projection 20ea side of the two annular projections 20e flows down the gap between the end surface 20g of the outer ring 20a and the opposing surface 2g of the side wall 2e. Also, of the two annular projections 20e, the lubricating oil leaked from the first projection 20ea side flows down the gap between the first groove 20j of the outer ring 20a and the facing surface 2g of the side wall 2e.
  • the lubricating oil leaked from the first projection 21ea side flows down the gap between the end surface 21g of the outer ring 21a and the opposing surface 24a of the seal plate 24. . Further, of the two annular projections 21e, the lubricating oil leaked from the first projection 21ea side flows down the gap between the first groove 21j of the outer ring 21a and the facing surface 24a of the seal plate 24.
  • the first groove portions 20j and 21j allow the lubricating oil to efficiently flow and be guided to the rolling elements 20c and 21c.
  • the end surfaces 20g and 21g function as thrust bearing surfaces.
  • the thrust load acting on the compressor impeller 11 acts from the end surface 21g of the outer race 21a toward the facing surface 24a of the seal plate 24.
  • the thrust load acting on the turbine impeller 10 acts from the end surface 20g of the outer ring 20a toward the facing surface 2g of the side wall 2e. Vibration in the thrust direction is suppressed by the lubricating oil in the gap between the end surfaces 20g and 21g and the opposing surfaces 2g and 24a.
  • the lubricating oil guided to the rolling elements 20c and 21c flows out to the center of the inner peripheral surface 8f of the main body 8a.
  • the lubricating oil that has flowed out to the central portion of the inner peripheral surface 8f of the main body 8a flows into the lubricating oil discharge hole 8d of the main body 8a.
  • the bearing housing 2 is provided with an oil drain hole 2f.
  • the oil drain hole 2f communicates with the bearing hole 2b.
  • the oil drain hole 2f penetrates the inner wall of the bearing hole 2b to a vertically lower side (the lower side in FIG. 2).
  • the oil drain hole 2f discharges the lubricating oil in the bearing hole 2b to the outside of the bearing hole 2b.
  • the lubricating oil discharge hole 8d the position of the opening on the outer peripheral surface side of the main body 8a overlaps at least a part of the oil discharge hole 2f in the axial direction. Thereby, the lubricating oil discharge hole 8d is configured to be able to communicate with the oil discharge hole 2f.
  • the lubricating oil flowing into the lubricating oil discharge hole 8d of the sleeve 8 is discharged from the bearing hole 2b through the oil discharge hole 2f.
  • the outer races 20a, 21a are disposed so as to be rotatable (rotatable) relative to the sleeve 8 (the bearing hole 2b) in the circumferential direction of the shaft 7.
  • the inner rings 20b and 21b rotate integrally with the shaft 7.
  • the rolling elements 20c and 21c rotate with the rotation of the inner rings 20b and 21b.
  • the rolling elements 20c and 21c move in the circumferential direction of the inner rings 20b and 21b.
  • the outer races 20a, 21a rotate in the circumferential direction of the shaft 7 with the rotation and movement of the rolling elements 20c, 21c or with the flow of the lubricating oil.
  • the rotation speed of the outer ring 20a is lower than the rotation speed of the inner ring 20b.
  • the pair of rolling bearings 9 can obtain a squeeze effect (spring effect) and a wedge effect.
  • the squeeze effect is a phenomenon in which when a vibrating object approaches a fixed surface, a resistance force is generated against the object due to the flow and compression of a viscous fluid. Therefore, the bearing structure S of the present embodiment can absorb (suppress) the radial vibration of the shaft 7 as compared with the case where the outer races 20a and 21a are configured to be unable to rotate relatively. Further, an attachment member (rotation prevention pin) for attaching the outer rings 20a and 21a to the sleeve 8 is not required, and the number of components is reduced.
  • the pair of rolling bearings 9 are arranged in a front combination. Therefore, the outer ring 20a can rotate independently of the outer ring 21a. For example, when a thrust load is acting on the end surface 21g of the outer ring 21a, the outer ring 21a is less likely to rotate than the outer ring 20a. On the other hand, when a thrust load is acting on the end surface 21g of the outer ring 21a, the outer ring 20a is easier to rotate than the outer ring 21a. Therefore, the rotation speed of the outer ring 20a is higher than the rotation speed of the outer ring 21a.
  • the lubricating oil flows more easily on the outer ring 20a side (turbine impeller 10 side) than on the outer ring 21a side (compressor impeller 11 side). That is, the flow of the lubricating oil on the turbine impeller 10 side can be made faster than the flow of the lubricating oil on the compressor impeller 11 side. As a result, the cooling efficiency of the turbine housing 4 can be improved.
  • a spring for pressing the outer races 20a and 21a in a direction to separate them becomes unnecessary. Therefore, by using a pair of rolling bearings 9 in a front combination, the number of components can be reduced as compared with the case of a rear combination.
  • the lubricating oil is supplied between the outer peripheral surface 8e of the main body 8a and the inner peripheral surface 2d of the bearing hole 2b.
  • an oil film is formed between the outer peripheral surface 8e of the main body 8a and the inner peripheral surface 2d of the bearing hole 2b.
  • the sleeve 8 is provided so as to be relatively rotatable (rotatable) in the circumferential direction of the shaft 7 with respect to the bearing housing 2 (the bearing hole 2b). The sleeve 8 rotates in the circumferential direction of the shaft 7 with the rotation of the outer rings 20a, 21a or with the flow of the lubricating oil.
  • the sleeve 8 is provided so as to be rotatable relative to the bearing hole 2b, so that a squeeze effect (spring effect) and a wedge effect can be obtained. Therefore, the bearing structure S of the present embodiment can absorb (suppress) the vibration in the radial direction of the shaft 7 as compared with the case where the sleeve 8 is configured to be relatively non-rotatable. Further, a fastening member for fastening the sleeve 8 to the bearing housing 2 becomes unnecessary, and the number of parts is reduced.
  • a circumferential groove 8b is formed in the sleeve 8. Thereby, even when the sleeve 8 rotates, the circumferential groove 8b can supply the lubricating oil to the lubricating oil supply hole 8c.
  • the sleeve 8 has a lubricating oil discharge hole 8d. Thus, even when the sleeve 8 rotates, the lubricating oil discharge hole 8d can supply lubricating oil to the lubricating oil discharge hole 2f.
  • the forming portions such as grooves and holes formed in the bearing housing 2 in the related art are formed in the sleeve 8.
  • a groove is formed in the bearing housing 2 between the oil passage 2c and the bearing hole 2b.
  • no groove is formed in the bearing housing 2 between the oil passage 2c and the bearing hole 2b.
  • the sleeve 8 has a pair of circumferential grooves 8b and a lubricating oil supply hole 8c.
  • the number of processing steps of the bearing housing 2 can be reduced.
  • the sleeve 8 can be processed outside the bearing housing 2. Therefore, it is easier to machine the sleeve 8 than to machine the bearing housing 2.
  • the processed sleeve 8 only needs to be inserted into the bearing hole 2b, and assembling becomes easy.
  • FIG. 5 is a schematic top view of a sleeve 8A in a modified example.
  • a communication groove 8g extending in the axial direction and communicating with the pair of circumferential grooves 8b may be formed on the outer peripheral surface 8e of the main body 8a.
  • the communication groove 8g is provided singly (one) in the circumferential direction of the outer peripheral surface 8e.
  • a plurality of communication grooves 8g may be provided in the circumferential direction of the outer peripheral surface 8e.
  • a plurality of communication grooves 8g When a plurality of communication grooves 8g are provided, they may be provided at equal intervals in the circumferential direction of the outer peripheral surface 8e, or may be provided at irregular intervals.
  • the communication groove 8g When the communication groove 8g is formed in the outer peripheral surface 8e of the main body 8a, the oil passage 2c may not be formed in the bearing housing 2. Therefore, the number of processing steps for the bearing housing 2 can be reduced. Further, by forming the communication groove 8g on the outer peripheral surface 8e of the main body 8a, the lubricating oil supplied to the communication groove 8g can be supplied to the pair of circumferential grooves 8b.
  • the sleeve 8 may be press-fitted into the bearing hole 2b.
  • a protrusion may be formed on the outer peripheral surface 8e of the main body 8a.
  • the outer diameter of the projection is slightly larger than the inner diameter of the bearing hole 2b.
  • the sleeve 8 can be press-fitted into the bearing hole 2b by making the protrusion enter the bearing hole 2b.
  • an example was described in which an angular bearing was used as the rolling bearing 9.
  • the present invention is not limited to this, and a deep groove ball bearing or a self-aligning ball bearing may be used as the rolling bearing 9.
  • the example in which the pair of rolling bearings 9 are arranged in a front combination is described.
  • the present invention is not limited to this, and the pair of rolling bearings 9 may be arranged in a back-to-back combination (a combination in which the contact angle opens toward the inner ring).
  • the rolling bearing 9 may be configured to include a pair of angular bearings shown in FIG. 2 and a single-row angular bearing disposed between the pair of angular bearings.
  • the present disclosure can be used for a supercharger.

Abstract

過給機は、軸受孔２ｂに回転可能に設けられた円筒状の本体部８ａを有し、本体部８ａに内周面８ｆから外周面８ｅまで貫通する潤滑油供給孔８ｃが形成されたスリーブ８と、スリーブ８内に収容され、シャフト７を軸支する転がり軸受９と、を備える。

Description

過給機
　本開示は、過給機に関する。本出願は２０１８年７月１８日に提出された日本特許出願第２０１８－１３４８１９号に基づく優先権の利益を主張するものであり、その内容は本出願に援用される。
　過給機は、油路および軸受孔が形成されたベアリングハウジングを備える。特許文献１のベアリングハウジングには、油路と軸受孔との間に溝が形成される。
特表２００８－５１８１５８号公報
　特許文献１では、ベアリングハウジングに溝を形成する必要があり、ベアリングハウジングの加工工数が多かった。
　本開示の目的は、ベアリングハウジングの加工工数を削減可能な過給機を提供することである。
　上記課題を解決するために、本開示の一態様に係る過給機は、シャフトが挿通される軸受孔が形成されたハウジングと、軸受孔に回転可能に設けられた円筒状の本体部を有し、本体部に内周面から外周面まで貫通する潤滑油供給孔が形成されたスリーブと、スリーブ内に収容され、シャフトを軸支する転がり軸受と、を備える。
　本体部には、周方向に延在し、潤滑油供給孔に連続する周溝が外周面に形成されてもよい。
　本体部には、シャフトの軸方向に延在し、周溝と連通する連通溝が外周面に形成されてもよい。
　ハウジングには、軸受孔に連通する排油孔が形成され、スリーブは、本体部を内周面から外周面まで貫通し、外周面側の開口の位置が、排油孔の少なくとも一部とシャフトの軸方向に重複する潤滑油排出孔が形成されてもよい。
　転がり軸受は、シャフトの軸方向に離隔して一対設けられ、一対の転がり軸受の内輪の間には、スペーサが配されてもよい。
　本開示によれば、ベアリングハウジングの加工工数を削減することが可能となる。
図１は、過給機の概略断面図である。 図２は、図１の一点鎖線部分を抽出した図である。 図３は、スリーブの概略上面図である。 図４は、図２における外輪のＩＶ矢視図である。 図５は、変形例におけるスリーブの概略上面図である。
　以下に添付図面を参照しながら、本開示の一実施形態について説明する。実施形態に示す寸法、材料、その他具体的な数値等は、理解を容易とするための例示にすぎず、特に断る場合を除き、本開示を限定するものではない。なお、本明細書および図面において、実質的に同一の機能、構成を有する要素については、同一の符号を付することにより重複説明を省略し、また本開示に直接関係のない要素は図示を省略する。
　図１は、過給機Ｃの概略断面図である。以下では、図１に示す矢印Ｌ方向を過給機Ｃの左側として説明する。図１に示す矢印Ｒ方向を過給機Ｃの右側として説明する。図１に示すように、過給機Ｃは、過給機本体１を備えて構成される。過給機本体１は、ベアリングハウジング（ハウジング）２と、タービンハウジング４と、コンプレッサハウジング６と、を含んで構成される。タービンハウジング４は、ベアリングハウジング２の左側に締結機構３によって連結される。コンプレッサハウジング６は、ベアリングハウジング２の右側に締結ボルト５によって連結される。
　ベアリングハウジング２の外周面には、突起２ａが設けられている。突起２ａは、タービンハウジング４側に設けられる。突起２ａは、ベアリングハウジング２の径方向に突出する。タービンハウジング４の外周面には、突起４ａが設けられている。突起４ａは、ベアリングハウジング２側に設けられる。突起４ａは、タービンハウジング４の径方向に突出する。ベアリングハウジング２とタービンハウジング４は、締結機構３によってバンド締結される。締結機構３は、例えば、Ｇカップリングで構成され、突起２ａ、４ａを挟持する。
　ベアリングハウジング２には、軸受孔２ｂが形成されている。軸受孔２ｂは、過給機Ｃの左右方向に貫通する。軸受孔２ｂには、スリーブ８が収容される。スリーブ８は、軸受孔２ｂに回転可能に設けられる。スリーブ８には、転がり軸受９が収容される。転がり軸受９は、スリーブ８によって、回転可能に支持される。軸受孔２ｂには、シャフト７が挿通される。軸受孔２ｂは、シャフト７の一部を収容する。
　シャフト７は、転がり軸受９によって、回転自在に軸支される。換言すれば、転がり軸受９は、シャフト７を回転自在に軸支する。転がり軸受９は、シャフト７の軸方向に離隔して一対設けられる。シャフト７の左端部には、タービンインペラ１０が設けられている。タービンインペラ１０は、タービンハウジング４に回転自在に収容されている。シャフト７の右端部にはコンプレッサインペラ１１が設けられている。コンプレッサインペラ１１は、コンプレッサハウジング６に回転自在に収容されている。
　コンプレッサハウジング６には、吸気口１２が形成される。吸気口１２は、過給機Ｃの右側に開口する。吸気口１２は、不図示のエアクリーナに接続される。ベアリングハウジング２とコンプレッサハウジング６の対向面によって、ディフューザ流路１３が形成される。ディフューザ流路１３は、空気を昇圧する。ディフューザ流路１３は、環状に形成される。ディフューザ流路１３は、径方向内側において、コンプレッサインペラ１１を介して吸気口１２に連通している。
　コンプレッサハウジング６には、コンプレッサスクロール流路１４が形成される。コンプレッサスクロール流路１４は、環状に形成される。コンプレッサスクロール流路１４は、例えば、ディフューザ流路１３よりもシャフト７の径方向外側に位置する。コンプレッサスクロール流路１４は、不図示のエンジンの吸気口と、ディフューザ流路１３とに連通している。コンプレッサインペラ１１が回転すると、吸気口１２からコンプレッサハウジング６内に空気が吸気される。吸気された空気は、コンプレッサインペラ１１の翼間を流通する過程において加圧加速される。加圧加速された空気は、ディフューザ流路１３およびコンプレッサスクロール流路１４で昇圧される。昇圧された空気は、エンジンの吸気口に導かれる。
　タービンハウジング４には、吐出口１５が形成される。吐出口１５は、過給機Ｃの左側に開口する。吐出口１５は、不図示の排気ガス浄化装置に接続される。タービンハウジング４には、連通路１６およびタービンスクロール流路１７が形成される。連通路１６およびタービンスクロール流路１７は、環状に形成される。タービンスクロール流路１７は、例えば、連通路１６よりもタービンインペラ１０の径方向外側に位置する。タービンスクロール流路１７は、不図示のガス流入口と連通する。ガス流入口には、不図示のエンジンの排気マニホールドから排出される排気ガスが導かれる。連通路１６は、タービンスクロール流路１７と吐出口１５とを連通させる。ガス流入口からタービンスクロール流路１７に導かれた排気ガスは、連通路１６およびタービンインペラ１０を介して吐出口１５に導かれる。吐出口１５に導かれる排気ガスは、流通過程においてタービンインペラ１０を回転させる。
　タービンインペラ１０の回転力は、シャフト７を介してコンプレッサインペラ１１に伝達される。コンプレッサインペラ１１が回転すると、上記のとおりに空気が昇圧される。こうして、空気がエンジンの吸気口に導かれる。
　図２は、図１の一点鎖線部分を抽出した図である。過給機Ｃは、図２に示すように、軸受構造Ｓを有している。軸受構造Ｓは、軸受孔２ｂと、スリーブ８と、一対の転がり軸受９と、スペーサ１８とを含んで構成される。
　図３は、スリーブ８の概略上面図である。スリーブ８は、円筒状の本体部８ａと、一対の周溝８ｂと、潤滑油供給孔８ｃと、潤滑油排出孔８ｄとを備える。一対の周溝８ｂは、本体部８ａの外周面８ｅに形成される。一対の周溝８ｂは、本体部８ａの外周面８ｅの周方向に延在する。一対の周溝８ｂは、本体部８ａの外周面８ｅの全周に亘って環状に延在する。一対の周溝８ｂの深さは、スリーブ８の径方向の厚さ（肉厚）より小さい。一対の周溝８ｂは、シャフト７の軸方向（以下、単に軸方向と称す）に離隔している。
　潤滑油供給孔８ｃは、一対の周溝８ｂのそれぞれに形成される。周溝８ｂは、潤滑油供給孔８ｃに連続する。潤滑油供給孔８ｃは、本体部８ａに内周面８ｆから外周面８ｅまで貫通する。潤滑油供給孔８ｃは、本体部８ａの径方向に貫通する。潤滑油供給孔８ｃは、本体部８ａの外周面８ｅの周方向に、複数（例えば、３つ）形成される。複数の潤滑油供給孔８ｃは、本体部８ａの外周面８ｅの周方向に等間隔で形成される。
　ただし、複数の潤滑油供給孔８ｃは、本体部８ａの外周面８ｅの周方向に不等間隔で形成されてもよい。また、潤滑油供給孔８ｃは、本体部８ａの外周面８ｅの周方向に１つだけ形成されてもよい。
　潤滑油排出孔８ｄは、本体部８ａに内周面８ｆから外周面８ｅまで貫通する。潤滑油排出孔８ｄは、スリーブ８の径方向に貫通する。潤滑油排出孔８ｄは、スリーブ８の軸方向の中央部に形成される。潤滑油排出孔８ｄは、一対の周溝８ｂの間に形成される。潤滑油排出孔８ｄは、本体部８ａの外周面８ｅの周方向に、複数（例えば、３つ）形成される。複数の潤滑油排出孔８ｄは、本体部８ａの外周面８ｅの周方向に等間隔で形成される。
　ただし、複数の潤滑油排出孔８ｄは、本体部８ａの外周面８ｅの周方向に不等間隔で形成されてもよい。また、潤滑油排出孔８ｄは、本体部８ａの外周面８ｅの周方向に１つだけ形成されてもよい。
　図２に戻り、ベアリングハウジング２には、油路２ｃが形成される。油路２ｃは、軸受孔２ｂに対して鉛直上側（図２中、上側）に位置する。油路２ｃには、不図示のポンプから送出された潤滑油が導入される。油路２ｃは、軸方向に延在する。油路２ｃは、軸受孔２ｂの内周面２ｄに開口する。油路２ｃは、軸受孔２ｂと連通する。
　軸受孔２ｂの内周面２ｄは、本体部８ａの外周面８ｅと対向している。油路２ｃに導入された潤滑油は、軸受孔２ｂの内周面２ｄと本体部８ａの外周面８ｅの間に流入する。軸受孔２ｂの内周面２ｄと本体部８ａの外周面８ｅの間に流入した潤滑油は、油膜を形成する。
　軸受孔２ｂの内周面２ｄと本体部８ａの外周面８ｅの間に流入した潤滑油は、一対の周溝８ｂに流入する。一対の周溝８ｂに流入した潤滑油は、一対の周溝８ｂ内を本体部８ａの周方向に流れる。本体部８ａの周方向に流れた潤滑油は、潤滑油供給孔８ｃに流入する。潤滑油供給孔８ｃは、本体部８ａの外周面８ｅ側の潤滑油を内周面８ｆ側に供給する。
　本体部８ａの内周面８ｆ側には、一対の転がり軸受９が配される。一対の転がり軸受９は、シャフト７の軸方向に離隔している。以下、一対の転がり軸受９を区別して称するときは、図２中、左側（タービンインペラ１０側）の転がり軸受９をタービン側軸受２０と称する。また、図２中、右側（コンプレッサインペラ１１側）の転がり軸受９をコンプレッサ側軸受２１と称する。
　タービン側軸受２０は、外輪２０ａと、内輪２０ｂと、転動体２０ｃと、保持器２０ｄとを備える。内輪２０ｂは、シャフト７の外周面に取り付けられる。内輪２０ｂは、シャフト７と一体回転する。外輪２０ａは、内輪２０ｂの外径側に設けられる。外輪２０ａは、本体部８ａの内周面８ｆと対向して配置される。外輪２０ａは、シャフト７の径方向（以下、単に径方向と称す）において、スリーブ８の潤滑油供給孔８ｃと対向する位置に配される。外輪２０ａの外周面には、後述するダンパ部２５が設けられる。
　外輪２０ａと内輪２０ｂの間には、複数の転動体２０ｃが配される。転動体２０ｃは、内輪２０ｂの外周面に沿って設けられる。外輪２０ａは、転動体２０ｃよりも径方向外側に設けられる。保持器２０ｄは、複数の転動体２０ｃを保持する。保持器２０ｄにより、複数の転動体２０ｃの周方向の間隔が所定間隔に維持される。
　コンプレッサ側軸受２１は、外輪２１ａと、内輪２１ｂと、転動体２１ｃと、保持器２１ｄとを備える。内輪２１ｂは、シャフト７の外周面に取り付けられる。内輪２１ｂは、シャフト７と一体回転する。外輪２１ａは、内輪２１ｂの外径側に設けられる。外輪２１ａは、本体部８ａの内周面８ｆと対向して配置される。外輪２１ａは、径方向において、スリーブ８の潤滑油供給孔８ｃと対向する位置に配される。外輪２１ａの外周面には、後述するダンパ部２６が設けられる。
　外輪２１ａと内輪２１ｂの間には、複数の転動体２１ｃが配される。転動体２１ｃは、内輪２１ｂの外周面に沿って設けられる。外輪２１ａは、転動体２１ｃよりも径方向外側に設けられる。保持器２１ｄは、複数の転動体２１ｃを保持する。保持器２１ｄにより、複数の転動体２１ｃの周方向の間隔が所定間隔に維持される。
　転がり軸受９は、例えば、一対のアンギュラベアリングである。アンギュラベアリングの接触角を示す中心線（以下、結線ともいう）を、図２中、二点鎖線で示す。結線は、シャフト７の軸方向に垂直な線（面）に対して傾斜している（接触角を有する）。アンギュラベアリングは、シャフト７のラジアル荷重に加えてスラスト荷重を受ける。一対のアンギュラベアリングは、それぞれ、互いに逆方向のスラスト荷重を受ける。一対のアンギュラベアリングは、例えば、正面組合せ（接触角が外輪側に開く向きの組合せ）で配される。
　タービン側軸受２０では、外輪２０ａの端面２０ｇは、外輪２０ａのうち、一対の転がり軸受９が離隔する側に位置する。外輪２０ａの端面２０ｆは、外輪２０ａのうち、一対の転がり軸受９が近づく側に位置する。端面２０ｇは、端面２０ｆよりも肉厚が大きい。内輪２０ｂの端面２０ｈは、一対の転がり軸受９が近づく側に位置する。内輪２０ｂの端面２０ｉは、一対の転がり軸受９が離隔する側に位置する。端面２０ｈは、端面２０ｉよりも肉厚が大きい。
　このように、外輪２０ａ、内輪２０ｂは、軸方向の両端面で肉厚（シャフト７の径方向の厚さ）が異なる。内輪２０ｂの外径は、タービンインペラ１０側からコンプレッサインペラ１１側に向かって大きくなる。外輪２０ａの内径は、タービンインペラ１０側からコンプレッサインペラ１１側に向かって大きくなる。
　コンプレッサ側軸受２１では、外輪２１ａの端面２１ｇは、外輪２１ａのうち、一対の転がり軸受９が離隔する側に位置する。外輪２１ａの端面２１ｆは、外輪２１ａのうち、一対の転がり軸受９が近づく側に位置する。端面２１ｇは、端面２１ｆよりも肉厚が大きい。内輪２１ｂの端面２１ｈは、一対の転がり軸受９が近づく側に位置する。内輪２１ｂの端面２１ｉは、一対の転がり軸受９が離隔する側に位置する。端面２１ｈは、端面２１ｉよりも肉厚が大きい。
　このように、外輪２１ａ、内輪２１ｂは、軸方向の両端面で肉厚（シャフト７の径方向の厚さ）が異なる。内輪２１ｂの外径は、コンプレッサインペラ１１側からタービンインペラ１０側に向かって大きくなる。外輪２１ａの内径は、コンプレッサインペラ１１側からタービンインペラ１０側に向かって大きくなる。
　ただし、上述した軸方向の両端面で肉厚が異なる構成は、外輪２０ａ、２１ａおよび内輪２０ｂ、２１ｂのうち一方だけであってもよい。例えば、外輪２０ａ、２１ａは、軸方向の両端面で肉厚が異なり、内輪２０ｂ、２１ｂは、軸方向の両端面で肉厚が等しくてもよい。また、内輪２０ｂ、２１ｂは、軸方向の両端面で肉厚が異なり、外輪２０ａ、２１ａは、軸方向の両端面で肉厚が等しくてもよい。また、上述した軸方向の両端面の肉厚が異なる構成は、必須構成ではない。外輪２０ａ、２１ａおよび内輪２０ｂ、２１ｂの双方において、軸方向の両端面の肉厚が等しくてもよい。
　一対の転がり軸受９の内輪２０ｂおよび内輪２１ｂの間には、スペーサ１８が配される。スペーサ１８は、環状部材である。スペーサ１８には、シャフト７が挿通される。スペーサ１８の外径は、内輪２０ｂ、２１ｂの端面２０ｈ、２１ｈの外径より小さい。ただし、スペーサ１８の外径は、内輪２０ｂ、２１ｂの端面２０ｈ、２１ｈの外径以上でもよい。ここでは、スペーサ１８が設けられる場合について説明した。しかし、スペーサ１８の代わりにスプリング、および、スプリング受けが設けられてもよい。
　シャフト７は小径部７ａ、大径部７ｂ、縮径部７ｃを有する。小径部７ａには、内輪２０ｂ、２１ｂが取り付けられる。大径部７ｂは、小径部７ａよりも径が大きく、シャフト７と一体成形される。縮径部７ｃは、小径部７ａよりも径が小さく、シャフト７と一体成形される。大径部７ｂは、図２中、小径部７ａの左側に位置する。縮径部７ｃは、図２中、小径部７ａの右側に位置する。
　ただし、大径部７ｂは、小径部７ａと別部材で構成されてもよい。大径部７ｂは、小径部７ａに着脱可能に構成されてもよい。また、縮径部７ｃは、小径部７ａと別部材で構成されてもよい。縮径部７ｃは、小径部７ａに着脱可能に構成されてもよい。大径部７ｂの外径は、内輪２０ｂの端面２０ｉの外径以上である。内輪２０ｂは、大径部７ｂによって位置決めされる。
　縮径部７ｃには、油切り部材２２が取り付けられる。油切り部材２２は、潤滑油を径方向外側に飛散させる。油切り部材２２により、コンプレッサインペラ１１側への潤滑油の漏出が抑制される。
　ベアリングハウジング２には、側壁部２ｅが形成される。側壁部２ｅは、外輪２０ａに対して、一対の転がり軸受９が離隔する側（タービンインペラ１０側）に位置する。側壁部２ｅは、軸受孔２ｂの内周面２ｄから径方向内側に突出する。側壁部２ｅは、対向面２ｇを有する。対向面２ｇは、外輪２０ａの端面２０ｇと軸方向に対向する。
　ベアリングハウジング２には、油切り部材２２の外径側にシールプレート２４（対向部）が取り付けられる。シールプレート２４は、対向面２４ａを有する。対向面２４ａは、外輪２１ａの端面２１ｇと軸方向に対向する。シールプレート２４は、軸受孔２ｂからコンプレッサインペラ１１側への潤滑油の漏出を抑制する。
　油切り部材２２は、大径部２２ａを有する。大径部２２ａは、小径部７ａよりも径が大きい。大径部２２ａの外径は、内輪２１ｂの端面２１ｉの外径以上である。内輪２１ｂは、油切り部材２２によって位置決めされる。大径部２２ａの最大外径は、大径部７ｂの最大外径と等しい。ここで、等しいとは、完全に等しい場合と、許容誤差（加工精度や組付誤差等）の範囲内で完全に等しい場合からずれている場合とを含む意味である。ただし、大径部２２ａの最大外径は、大径部７ｂの最大外径と異なっていてもよい。
　内輪２０ｂ、スペーサ１８、内輪２１ｂ、油切り部材２２、コンプレッサインペラ１１は、シャフト７のコンプレッサインペラ１１側の端部から順次、挿入される。シャフト７のコンプレッサインペラ１１側の端部には、締結ボルトが締結される。内輪２０ｂ、スペーサ１８、内輪２１ｂ、油切り部材２２、コンプレッサインペラ１１には、軸方向に圧縮応力（軸力）が作用する。内輪２０ｂ、スペーサ１８、内輪２１ｂは、軸力によって大径部７ｂと締結ボルトの間に挟まれた状態で、シャフト７と一体回転する。
　タービン側軸受２０（外輪２０ａ）の外周面には、ダンパ部２５が設けられる。コンプレッサ側軸受２１（外輪２１ａ）の外周面には、ダンパ部２６が設けられる。ダンパ部２５、２６は、本体部８ａの内周面８ｆと対向する。
　ダンパ部２５は、２つの環状突起２０ｅを有する。２つの環状突起２０ｅは、外輪２０ａの外周面に軸方向に離隔して設けられる。ダンパ部２６は、２つの環状突起２１ｅを有する。２つの環状突起２１ｅは、外輪２１ａの外周面に軸方向に離隔して設けられる。環状突起２０ｅ、２１ｅは、シャフト７の径方向に突出する。環状突起２０ｅ、２１ｅは、外輪２０ａ、２１ａの外周面の全周に亘って環状に延在する。
　本体部８ａの内周面８ｆのうち、２つの環状突起２０ｅに対向する部位の間には、潤滑油供給孔８ｃが設けられている。本体部８ａの内周面８ｆのうち、２つの環状突起２１ｅに対向する部位の間には、潤滑油供給孔８ｃが設けられている。
　潤滑油供給孔８ｃは、一対の転がり軸受９に潤滑油を供給する。潤滑油供給孔８ｃは、ダンパ部２５、２６と本体部８ａの内周面８ｆとの間に潤滑油を供給する。ダンパ部２５、２６と本体部８ａの内周面８ｆの間に供給された潤滑油は、油膜を形成する。ダンパ部２５、２６は、潤滑油（油膜）によってシャフト７の径方向の振動を抑制する。
　環状突起２０ｅ、２１ｅの形状を変更することで、シャフト７の振動の抑制効果を変更（調整）することができる。外輪２０ａ、２１ａ全体の形状を変えることなく、シャフト７の振動の抑制効果を変更することができる。したがって、ダンパ部２５、２６を備えた外輪２０ａ、２１ａの設計が容易となる。
　２つの環状突起２０ｅのうち、タービンインペラ１０側の環状突起２０ｅを第１の突起２０ｅａとする。２つの環状突起２０ｅのうち、コンプレッサインペラ１１側の環状突起２０ｅを第２の突起２０ｅｂとする。
　２つの環状突起２１ｅのうち、コンプレッサインペラ１１側の環状突起２１ｅを第１の突起２１ｅａとする。２つの環状突起２１ｅのうち、タービンインペラ１０側の環状突起２１ｅを第２の突起２１ｅｂとする。
　第２の突起２０ｅｂ、２１ｅｂは、第１の突起２０ｅａ、２１ｅａよりも、一対の転がり軸受９が互いに近接する方向に位置する。第１の突起２０ｅａ、２１ｅａの軸方向における幅は、第２の突起２０ｅｂ、２１ｅｂの軸方向における幅より小さい。
　そのため、潤滑油は、第２の突起２０ｅｂ、２１ｅｂと本体部８ａの内周面８ｆとの間の空間を流れ難い（抵抗が大きい）。潤滑油供給孔８ｃから第１の突起２０ｅａ、２１ｅａと第２の突起２０ｅｂ、２１ｅｂとの間に供給された潤滑油は、第１の突起２０ｅａ、２１ｅａ側から漏出し易くなる。これにより、外輪２０ａ、２１ａの端面２０ｇ、２１ｇ側を流れる潤滑油の油量が確保される。また、一対の転がり軸受９が近づく側に外輪２０ａ、２１ａが潤滑油に押圧される。これにより、タービン側軸受２０、コンプレッサ側軸受２１の位置が安定化する。ただし、第１の突起２０ｅａ、２１ｅａの軸方向における幅は、第２の突起２０ｅｂ、２１ｅｂの軸方向における幅以上でもよい。
　端面２０ｇには、第１溝部２０ｊが形成される。第１溝部２０ｊは、外輪２０ａの外周面から内周面まで貫通する。端面２１ｇには、第１溝部２１ｊが形成される。第１溝部２１ｊは、外輪２１ａの外周面から内周面まで貫通する。ただし、第１溝部２０ｊ、２１ｊは、一対の転がり軸受９の外輪２０ａ、２１ａの両方に設けられなくてもよい。例えば、外輪２０ａは、第１溝部２０ｊを有し、外輪２１ａは、第１溝部２１ｊを有さなくてもよい。また、外輪２０ａは、第１溝部２０ｊを有さずに、外輪２１ａは、第１溝部２１ｊを有してもよい。
　図４は、図２における外輪２０ａのＩＶ矢視図である。なお、外輪２１ａの第１溝部２１ｊの形状は、外輪２０ａの第１溝部２０ｊと同じ形状である。そのため、以下では、外輪２０ａの第１溝部２０ｊの形状について説明し、外輪２１ａの第１溝部２１ｊの形状の説明は省略する。
　第１溝部２０ｊは、図４に示されるように、外輪２０ａの径方向に沿って延在する。ただし、第１溝部２０ｊは、径方向に対して傾斜していてもよい。第１溝部２０ｊは、左側面２０ｊａと、右側面２０ｊｂと、底面２０ｊｃとを備える。左側面２０ｊａおよび右側面２０ｊｂは、外輪２０ａの径方向に沿って延在する。底面２０ｊｃは、外輪２０ａの径方向と平行で、端面２０ｇと平行な平面である。
　第１溝部２０ｊの周方向の幅（すなわち、左側面２０ｊａと右側面２０ｊｂとの間隔）は、径方向の位置にかかわらず一定である。ただし、第１溝部２０ｊの周方向の幅は、径方向の位置に応じて変化してもよい。例えば、第１溝部２０ｊの周方向の幅は、内径側から外径側に向かうにつれ、小さくなるように変化してもよい。また、第１溝部２０ｊの周方向の幅は、内径側から外径側に向かうにつれ、大きくなるように変化してもよい。
　第１溝部２０ｊは、端面２０ｇの周方向において複数形成される。本実施形態において、第１溝部２０ｊは、端面２０ｇの周方向に９０°間隔で４つ配置される。ただし、第１溝部２０ｊの数は、４つに限定されず、１以上あればよい。また、第１溝部２０ｊの周方向の間隔は、等間隔に限定されず、不等間隔であってもよい。
　図２に戻り、２つの環状突起２０ｅのうち、第１の突起２０ｅａ側から漏出した潤滑油は、外輪２０ａの端面２０ｇと側壁部２ｅの対向面２ｇとの隙間を流下する。また、２つの環状突起２０ｅのうち、第１の突起２０ｅａ側から漏出した潤滑油は、外輪２０ａの第１溝部２０ｊと側壁部２ｅの対向面２ｇとの隙間を流下する。
　同様に、コンプレッサ側軸受２１側では、２つの環状突起２１ｅのうち、第１の突起２１ｅａ側から漏出した潤滑油は、外輪２１ａの端面２１ｇとシールプレート２４の対向面２４ａとの隙間を流下する。また、２つの環状突起２１ｅのうち、第１の突起２１ｅａ側から漏出した潤滑油は、外輪２１ａの第１溝部２１ｊとシールプレート２４の対向面２４ａとの隙間を流下する。第１溝部２０ｊ、２１ｊによって、潤滑油が効率的に流通し、転動体２０ｃ、２１ｃに導かれる。
　端面２０ｇ、２１ｇは、スラスト軸受面として機能する。コンプレッサインペラ１１側へ作用するスラスト荷重は、外輪２１ａの端面２１ｇからシールプレート２４の対向面２４ａに向かって作用する。タービンインペラ１０側へ作用するスラスト荷重は、外輪２０ａの端面２０ｇから側壁部２ｅの対向面２ｇに向かって作用する。端面２０ｇ、２１ｇと対向面２ｇ、２４ａとの隙間の潤滑油によって、スラスト方向の振動が抑制される。
　転動体２０ｃ、２１ｃに導かれた潤滑油は、本体部８ａの内周面８ｆの中央部に流出する。本体部８ａの内周面８ｆの中央部に流出した潤滑油は、本体部８ａの潤滑油排出孔８ｄに流入する。
　ベアリングハウジング２には、排油孔２ｆが設けられている。排油孔２ｆは、軸受孔２ｂに連通する。排油孔２ｆは、軸受孔２ｂの内壁を、鉛直下側（図２中、下側）まで貫通する。排油孔２ｆは、軸受孔２ｂ内の潤滑油を軸受孔２ｂ外に排出する。潤滑油排出孔８ｄは、本体部８ａの外周面側の開口の位置が、排油孔２ｆの少なくとも一部と軸方向に重複する。これにより、潤滑油排出孔８ｄは、排油孔２ｆと連通可能に構成される。スリーブ８の潤滑油排出孔８ｄに流入した潤滑油は、排油孔２ｆを通って軸受孔２ｂから排出される。
　本実施形態では、外輪２０ａ、２１ａは、スリーブ８（軸受孔２ｂ）に対して、シャフト７の周方向に相対回転可能（回転自在）に配設される。シャフト７が回転すると、内輪２０ｂ、２１ｂは、シャフト７と一体回転する。転動体２０ｃ、２１ｃは、内輪２０ｂ、２１ｂの回転に伴って回転する。転動体２０ｃ、２１ｃは、内輪２０ｂ、２１ｂの周方向に移動する。外輪２０ａ、２１ａは、転動体２０ｃ、２１ｃの回転および移動に伴って、あるいは、潤滑油の流れに伴って、シャフト７の周方向に回転する。このときの外輪２０ａの回転速度は、内輪２０ｂの回転速度よりも遅い。
　外輪２０ａ、２１ａが相対回転可能に配設されることで、一対の転がり軸受９はスクイズ効果（ばね効果）およびくさび効果を得ることができる。スクイズ効果は、振動する物体が固定表面に近接すると、粘性流体の流動および圧縮により物体に対し抵抗力が発生する現象である。したがって、本実施形態の軸受構造Ｓは、外輪２０ａ、２１ａが相対回転不能に構成される場合よりも、シャフト７の径方向の振動を吸収（抑制）することができる。また、外輪２０ａ、２１ａをスリーブ８に取り付けるための取付部材（回転防止用ピン）が不要となり部品点数が削減される。
　本実施形態では、一対の転がり軸受９は、正面組合せで配される。そのため、外輪２０ａは、外輪２１ａと独立して回転可能である。例えば、外輪２１ａの端面２１ｇにスラスト荷重が作用しているとき、外輪２１ａは、外輪２０ａよりも回転し難い。一方、外輪２１ａの端面２１ｇにスラスト荷重が作用しているとき、外輪２０ａは、外輪２１ａよりも回転し易い。したがって、外輪２０ａの回転速度は、外輪２１ａの回転速度よりも速くなる。
　これにより、潤滑油は、外輪２１ａ側（コンプレッサインペラ１１側）よりも外輪２０ａ側（タービンインペラ１０側）の方が流れ易くなる。つまり、タービンインペラ１０側の潤滑油の流れを、コンプレッサインペラ１１側の潤滑油の流れよりも速くすることができる。その結果、タービンハウジング４の冷却効率を向上させることができる。また、一対の転がり軸受９を正面組合せとすることで、外輪２０ａ、２１ａを離隔させる方向に押圧するスプリングが不要になる。したがって、一対の転がり軸受９を正面組合せとすることで、背面組合せとする場合よりも、部品点数を削減することができる。
　また、本実施形態では、本体部８ａの外周面８ｅと軸受孔２ｂの内周面２ｄとの間に潤滑油が供給されている。これにより、本体部８ａの外周面８ｅと軸受孔２ｂの内周面２ｄとの間に油膜が形成される。スリーブ８は、ベアリングハウジング２（軸受孔２ｂ）に対して、シャフト７の周方向に相対回転可能（回転自在）に配設される。スリーブ８は、外輪２０ａ、２１ａの回転に伴って、あるいは、潤滑油の流れに伴って、シャフト７の周方向に回転する。
　スリーブ８は、軸受孔２ｂに対し相対回転可能に配設されることで、スクイズ効果（ばね効果）およびくさび効果を得ることができる。したがって、本実施形態の軸受構造Ｓは、スリーブ８が相対回転不能に構成される場合よりも、シャフト７の径方向の振動を吸収（抑制）することができる。また、スリーブ８をベアリングハウジング２に締結するための締結部材が不要となり部品点数が削減される。
　スリーブ８には、周溝８ｂが形成されている。これにより、スリーブ８が回転した場合でも、周溝８ｂは、潤滑油供給孔８ｃに潤滑油を供給することができる。また、スリーブ８には、潤滑油排出孔８ｄが形成されている。これにより、スリーブ８が回転した場合でも、潤滑油排出孔８ｄは、排油孔２ｆに潤滑油を供給することができる。
　本実施形態では、従来、ベアリングハウジング２に形成していた溝や穴などの形成部を、スリーブ８に形成している。例えば、従来、ベアリングハウジング２には、油路２ｃと軸受孔２ｂとの間に溝を形成していた。本実施形態では、ベアリングハウジング２には、油路２ｃと軸受孔２ｂとの間に溝を形成していない。その代わりに、スリーブ８には、一対の周溝８ｂおよび潤滑油供給孔８ｃが形成されている。
　このように、ベアリングハウジング２に施していた加工をスリーブ８に施すことで、ベアリングハウジング２の加工工数を削減することができる。ここで、ベアリングハウジング２の内部部分を加工することは困難である。これに対し、スリーブ８は、ベアリングハウジング２の外部で加工することが可能である。したがって、ベアリングハウジング２を加工するよりも、スリーブ８を加工する方が容易になる。加工したスリーブ８は、軸受孔２ｂに挿入させるだけでよく、組み立ても容易になる。
　以上、添付図面を参照しながら本開示の一実施形態について説明したが、本開示はかかる実施形態に限定されないことは言うまでもない。当業者であれば、特許請求の範囲に記載された範疇において、各種の変更例または修正例に想到し得ることは明らかであり、それらについても当然に本開示の技術的範囲に属するものと了解される。
　上記実施形態では、ベアリングハウジング２には、油路２ｃが形成される例について説明した。ただし、これに限定されず、油路２ｃは、本体部８ａの外周面８ｅに形成されてもよい。図５は、変形例におけるスリーブ８Ａの概略上面図である。図５に示すように、本体部８ａの外周面８ｅには、軸方向に延在し、一対の周溝８ｂと連通する連通溝８ｇが形成されてもよい。連通溝８ｇは、外周面８ｅの周方向に単数（１つ）配設される。ただし、連通溝８ｇは、外周面８ｅの周方向に複数配設されてもよい。連通溝８ｇは、複数配設される場合、外周面８ｅの周方向に等間隔に配されてもよいし、不等間隔に配されてもよい。本体部８ａの外周面８ｅに連通溝８ｇを形成した場合、ベアリングハウジング２には、油路２ｃが形成されなくてもよい。そのため、ベアリングハウジング２の加工工数を削減することができる。また、本体部８ａの外周面８ｅに連通溝８ｇを形成することで、連通溝８ｇに供給された潤滑油を一対の周溝８ｂに供給することができる。
　上記実施形態では、スリーブ８が軸受孔２ｂに対し相対回転可能に設けられる例について説明した。ただし、これに限定されず、スリーブ８は、軸受孔２ｂに圧入されてもよい。例えば、本体部８ａの外周面８ｅには、突起部が形成されていてもよい。突起部の外径は、軸受孔２ｂの内径より僅かに大きい。突起部を軸受孔２ｂ内に進入させることで、スリーブ８を軸受孔２ｂに圧入することができる。
　上記実施形態では、転がり軸受９としてアンギュラベアリングを用いた例を説明した。ただし、これに限定されず、転がり軸受９として深溝玉軸受や、自動調心玉軸受を用いてもよい。また、上記実施形態では、一対の転がり軸受９は、正面組合せで配される例について説明した。ただし、これに限定されず、一対の転がり軸受９は、背面組合せ（接触角が内輪側に開く向きの組合せ）で配されてもよい。
　上記実施形態では、転がり軸受９は、軸受孔２ｂに、軸方向に離隔して２つ設けられる例について説明した。ただし、これに限定されず、転がり軸受９は、１つでも３つ以上配されてもよい。例えば、転がり軸受９は、図２に示す一対のアンギュラベアリングと、一対のアンギュラベアリングの間に配置される単列アンギュラベアリングを含む構成であってもよい。
　本開示は、過給機に利用することができる。
Ｃ：過給機　２：ベアリングハウジング（ハウジング）　２ｂ：軸受孔　２ｆ：排油孔　７：シャフト　８：スリーブ　８ａ：本体部　８ｂ：周溝　８ｃ：潤滑油供給孔　８ｄ：潤滑油排出孔　９：転がり軸受　１０：タービンインペラ　１１：コンプレッサインペラ　１８：スペーサ　２０ａ：外輪　２０ｂ：内輪　２１ａ：外輪　２１ｂ：内輪

Claims (5)

  1. 　シャフトが挿通される軸受孔が形成されたハウジングと、
    　前記軸受孔に回転可能に設けられた円筒状の本体部を有し、前記本体部に内周面から外周面まで貫通する潤滑油供給孔が形成されたスリーブと、
    　前記スリーブ内に収容され、前記シャフトを軸支する転がり軸受と、
    を備える過給機。
  2. 　前記本体部には、周方向に延在し、前記潤滑油供給孔に連続する周溝が外周面に形成される
    請求項１に記載の過給機。
  3. 　前記本体部には、前記シャフトの軸方向に延在し、前記周溝と連通する連通溝が前記外周面に形成される
    請求項２に記載の過給機。
  4. 　前記ハウジングには、前記軸受孔に連通する排油孔が形成され、
    　前記スリーブは、前記本体部を内周面から外周面まで貫通し、前記外周面側の開口の位置が、前記排油孔の少なくとも一部と前記シャフトの軸方向に重複する潤滑油排出孔が形成される
    請求項１から３のいずれか１項に記載の過給機。
  5. 　前記転がり軸受は、前記シャフトの軸方向に離隔して一対設けられ、
    　前記一対の転がり軸受の内輪の間には、スペーサが配されている
    請求項１から４のいずれか１項に記載の過給機。
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Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS60100534U (ja) * 1983-12-16 1985-07-09 本田技研工業株式会社 タ−ボチヤ−ジヤ
JP2004108450A (ja) * 2002-09-17 2004-04-08 Koyo Seiko Co Ltd 玉軸受とそれを用いたターボチャージャ用軸受装置
WO2015186524A1 (ja) * 2014-06-02 2015-12-10 株式会社Ihi 軸受構造、および、過給機
JP2017002802A (ja) * 2015-06-10 2017-01-05 Ntn株式会社 軸受ユニット

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS60100534U (ja) * 1983-12-16 1985-07-09 本田技研工業株式会社 タ−ボチヤ−ジヤ
JP2004108450A (ja) * 2002-09-17 2004-04-08 Koyo Seiko Co Ltd 玉軸受とそれを用いたターボチャージャ用軸受装置
WO2015186524A1 (ja) * 2014-06-02 2015-12-10 株式会社Ihi 軸受構造、および、過給機
JP2017002802A (ja) * 2015-06-10 2017-01-05 Ntn株式会社 軸受ユニット

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