WO2020021822A1 - 軸受構造 - Google Patents

Abstract

軸受構造（Ｓ）は、転がり軸受（１５）の外輪（３５ａ、３７ａ）の外周面および軸受孔（３ｂ）の内周面（３ｆ）の少なくともいずれかに形成され、シャフト（１３）の周方向に延在するダンパ溝（３９ｂ、４１ｂ）と、一端がダンパ溝（３９ｂ、４１ｂ）と連通し、他端が筒部（３ｃ）の外方に開口する第２排油孔（３ｋ）と、を備える。

Description

軸受構造

　本開示は、軸受構造に関する。本出願は２０１８年７月２６日に提出された日本特許出願第２０１８－１４０４６１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。

　軸受構造は、ハウジングと、転がり軸受と、シャフトとを備える。転がり軸受は、ハウジングに形成された軸受孔に配される。シャフトは、転がり軸受の内輪に挿通される。特許文献１には、転がり軸受の外輪に周溝が形成された軸受構造について開示がある。外輪の周溝には、潤滑油が供給される。周溝に供給された潤滑油は、軸受孔の内周面と外輪の外周面との間にオイルフィルムダンパを形成する。オイルフィルムダンパは、シャフトの振動を減衰させる。

特開２００５－１７１７９６号公報

　しかし、周溝に潤滑油が溜まり過ぎると、質量効果により転がり軸受の特性（以下、単に軸受特性という）が低下する場合がある。

　本開示の目的は、軸受特性の低下を抑制可能な軸受構造を提供することである。

　上記課題を解決するために、本開示の一態様に係る軸受構造は、軸受孔が形成された筒部を有するハウジングと、軸受孔に設けられ、シャフトが挿通される転がり軸受と、転がり軸受の外輪の外周面および軸受孔の内周面の少なくともいずれかに形成され、シャフトの周方向に延在するダンパ溝と、一端がダンパ溝と連通し、他端が筒部の外方に開口する排油孔と、を備える。

　ハウジングには、軸受孔と潤滑油供給油路とを連通させる連通孔が形成され、排油孔の流路断面積のうち最も小さい排油孔最小流路断面積は、連通孔の流路断面積のうち最も小さい連通孔最小流路断面積から、ダンパ溝のシャフトの軸方向における一方側で外輪と軸受孔の内周面との間に形成される隙間面積のうち最も小さい一方側最小隙間面積と、ダンパ溝の軸方向における他方側で外輪と軸受孔の内周面との間に形成される隙間面積のうち最も小さい他方側最小隙間面積とを差し引いた面積以下であってもよい。

　排油孔の一端は、軸受孔のうち最も鉛直方向下側の位置に形成されてもよい。

　ハウジングには、軸受孔より鉛直下方に潤滑油排出油路が形成され、排油孔の中心軸の延長線は、潤滑油排出油路に面するハウジング壁面と交差してもよい。

　外輪は、軸受孔に対し相対回転可能に設けられてもよい。

　本開示によれば、軸受特性の低下を抑制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、図２における外輪のＩＩＩ矢視図である。 図４は、変形例の軸受構造の構成を示す概略断面図である。

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

　図１は、過給機ＴＣの概略断面図である。以下では、図１に示す矢印Ｌ方向を過給機ＴＣの左側とする。図１に示す矢印Ｒ方向を過給機ＴＣの右側として説明する。図１に示すように、過給機ＴＣは、過給機本体１を備える。過給機本体１は、ベアリングハウジング（ハウジング）３と、タービンハウジング５と、コンプレッサハウジング７とを含んで構成される。タービンハウジング５は、ベアリングハウジング３の左側に締結機構９によって連結される。コンプレッサハウジング７は、ベアリングハウジング３の右側に締結ボルト１１によって連結される。

　ベアリングハウジング３の外周面には、突起３ａが設けられている。突起３ａは、タービンハウジング５側に設けられる。突起３ａは、ベアリングハウジング３の径方向に突出する。タービンハウジング５の外周面には、突起５ａが設けられている。突起５ａは、ベアリングハウジング３側に設けられる。突起５ａは、タービンハウジング５の径方向に突出する。ベアリングハウジング３とタービンハウジング５は、締結機構９によってバンド締結される。締結機構９は、例えば、Ｇカップリングで構成される。締結機構９は、突起３ａ、５ａを挟持する。

　ベアリングハウジング３は、軸受孔３ｂが形成された筒部３ｃを有する。軸受孔３ｂは、過給機ＴＣの左右方向に貫通する。筒部３ｃは、略円筒形状である。軸受孔３ｂには、シャフト１３が挿通される。軸受孔３ｂには、一対の転がり軸受１５が収容される。転がり軸受１５は、例えば、ボールベアリングである。転がり軸受１５には、シャフト１３が挿通されている。転がり軸受１５は、シャフト１３を回転自在に軸支する。シャフト１３の左端部には、タービンインペラ１７が設けられる。タービンインペラ１７は、タービンハウジング５に回転自在に収容される。シャフト１３の右端部には、コンプレッサインペラ１９が設けられる。コンプレッサインペラ１９は、コンプレッサハウジング７に回転自在に収容される。

　コンプレッサハウジング７には、吸気口２１が形成される。吸気口２１は、過給機ＴＣの右側に開口する。吸気口２１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３とコンプレッサハウジング７の対向面によって、ディフューザ流路２３が形成される。ディフューザ流路２３は、空気を昇圧する。ディフューザ流路２３は、環状に形成される。ディフューザ流路２３は、径方向内側において、コンプレッサインペラ１９を介して吸気口２１に連通している。

　コンプレッサハウジング７には、コンプレッサスクロール流路２５が形成される。コンプレッサスクロール流路２５は、環状に形成される。コンプレッサスクロール流路２５は、例えば、ディフューザ流路２３よりもシャフト１３の径方向外側に位置する。コンプレッサスクロール流路２５は、不図示のエンジンの吸気口と、ディフューザ流路２３とに連通している。コンプレッサインペラ１９が回転すると、吸気口２１からコンプレッサハウジング７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１９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２３およびコンプレッサスクロール流路２５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５には、吐出口２７が形成される。吐出口２７は、過給機ＴＣの左側に開口する。吐出口２７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５には、タービンスクロール流路２９と、連通流路３１が形成される。タービンスクロール流路２９は、環状に形成される。タービンスクロール流路２９は、例えば、連通流路３１よりもタービンインペラ１７の径方向外側に位置する。タービンスクロール流路２９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。連通流路３１は、タービンスクロール流路２９に連通している。連通流路３１は、径方向内側において、タービンインペラ１７を介して吐出口２７に連通している。したがって、ガス流入口からタービンスクロール流路２９に導かれた排気ガスは、連通流路３１およびタービンインペラ１７を介して吐出口２７に導かれる。吐出口２７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１７を回転させる。

　タービンインペラ１７の回転力は、シャフト１３を介してコンプレッサインペラ１９に伝達される。コンプレッサインペラ１９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ＴＣは、図２に示すように、軸受構造Ｓを備える。軸受構造Ｓは、ベアリングハウジング３の筒部３ｃと、シャフト１３と、一対の転がり軸受１５と、スペーサ３３とを含んで構成される。

　ベアリングハウジング３には、潤滑油供給油路３ｄ（図１参照）が形成される。潤滑油供給油路３ｄは、軸受孔３ｂに対して鉛直上側（図２中、上側）に位置する。潤滑油供給油路３ｄ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。潤滑油供給油路３ｄと軸受孔３ｂとの間には、一対の連通孔３ｅが形成される。一対の連通孔３ｅは、シャフト１３の軸方向（以下、単に軸方向と称す）に離隔している。連通孔３ｅは、一端が潤滑油供給油路３ｄに接続され、他端が軸受孔３ｂに接続される。連通孔３ｅは、例えば、軸受孔３ｂに接続される接続端が、軸受孔３ｂのうち最も鉛直方向上側の位置に形成される。連通孔３ｅは、潤滑油供給油路３ｄと軸受孔３ｂとを連通させる。

　軸受孔３ｂには、一対の転がり軸受１５が配される。一対の転がり軸受１５は、軸方向に離隔している。以下、一対の転がり軸受１５を区別して称するときは、図２中、左側（タービンインペラ１７側（図１参照））の転がり軸受１５をタービン側軸受３５と称する。図２中、右側（コンプレッサインペラ１９側（図１参照））の転がり軸受１５をコンプレッサ側軸受３７と称する。

　タービン側軸受３５は、外輪３５ａと、内輪３５ｂと、転動体３５ｃと、保持器３５ｄとを備える。内輪３５ｂは、シャフト１３の外周面に取り付けられる。内輪３５ｂは、シャフト１３と一体回転する。外輪３５ａは、内輪３５ｂより径方向外側に配される。外輪３５ａは、軸受孔３ｂの内周面３ｆと対向して配される。外輪３５ａは、シャフト１３の径方向（以下、単に径方向と称す）において、連通孔３ｅと対向する位置に配される。外輪３５ａの外周面には、後述するダンパ部３９が設けられる。

　外輪３５ａと内輪３５ｂの間には、複数の転動体３５ｃが配される。複数の転動体３５ｃは、シャフト１３の回転方向（以下、単に回転方向あるいは周方向と称す）に沿って配される。保持器３５ｄは、複数の転動体３５ｃを保持する。保持器３５ｄにより、複数の転動体３５ｃ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３７は、外輪３７ａと、内輪３７ｂと、転動体３７ｃと、保持器３７ｄとを備える。内輪３７ｂは、シャフト１３の外周面に取り付けられる。内輪３７ｂは、シャフト１３と一体回転する。外輪３７ａは、内輪３７ｂより径方向外側に配される。外輪３７ａは、軸受孔３ｂの内周面３ｆと対向して配置される。外輪３７ａは、径方向において、連通孔３ｅと対向する位置に配される。外輪３７ａの外周面には、後述するダンパ部４１が設けられる。

　外輪３７ａと内輪３７ｂの間には、複数の転動体３７ｃが配される。複数の転動体３７ｃは、周方向に沿って配される。保持器３７ｄは、複数の転動体３７ｃを保持する。保持器３７ｄにより、複数の転動体３７ｃの周方向の間隔が所定間隔に維持される。

　一対の転がり軸受１５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１３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１３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３５において、外輪３５ａは、軸方向の両端に、端面３５ｅおよび端面３５ｆを有する。端面３５ｅは、外輪３５ａのうち、一対の転がり軸受１５が離隔する側に位置する。端面３５ｆは、外輪３５ａのうち、一対の転がり軸受１５が近接する側に位置する。端面３５ｅは、端面３５ｆよりも肉厚が大きい。内輪３５ｂは、軸方向の両端に、端面３５ｇおよび端面３５ｈを有する。端面３５ｇは、内輪３５ｂのうち、一対の転がり軸受１５が近接する側に位置する。端面３５ｈは、内輪３５ｂのうち、一対の転がり軸受１５が離隔する側に位置する。端面３５ｇは、端面３５ｈよりも肉厚が大きい。

　このように、外輪３５ａ、内輪３５ｂは、軸方向の両端面で肉厚（径方向の厚さ）が異なる。内輪３５ｂの外径は、タービンインペラ１７側（図１参照）からコンプレッサインペラ１９側（図１参照）に向かって大きくなる。外輪３５ａの内径は、タービンインペラ１７側からコンプレッサインペラ１９側に向かって大きくなる。

　コンプレッサ側軸受３７において、外輪３７ａは、軸方向の両端に、端面３７ｅおよび端面３７ｆを有する。端面３７ｅは、外輪３７ａのうち、一対の転がり軸受１５が離隔する側に位置する。端面３７ｆは、外輪３７ａのうち、一対の転がり軸受１５が近接する側に位置する。端面３７ｅは、端面３７ｆよりも肉厚が大きい。内輪３７ｂは、軸方向の両端に、端面３７ｇおよび端面３７ｈを有する。端面３７ｇは、内輪３７ｂのうち、一対の転がり軸受１５が近接する側に位置する。端面３７ｈは、内輪３７ｂのうち、一対の転がり軸受１５が離隔する側に位置する。端面３７ｇは、端面３７ｈよりも肉厚が大きい。

　このように、外輪３７ａ、内輪３７ｂは、軸方向の両端面で肉厚（径方向の厚さ）が異なる。内輪３７ｂの外径は、コンプレッサインペラ１９側（図１参照）からタービンインペラ１７側（図１参照）に向かって大きくなる。外輪３７ａの内径は、コンプレッサインペラ１９側からタービンインペラ１７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３５ａ、３７ａおよび内輪３５ｂ、３７ｂのうち一方だけであってもよい。例えば、外輪３５ａ、３７ａは、軸方向の両端面で肉厚が異なり、内輪３５ｂ、３７ｂは、軸方向の両端面で肉厚が等しくてもよい。また、内輪３５ｂ、３７ｂは、軸方向の両端面で肉厚が異なり、外輪３５ａ、３７ａ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、必須の構成ではない。外輪３５ａ、３７ａおよび内輪３５ｂ、３７ｂ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。

　内輪３５ｂおよび内輪３７ｂの間には、スペーサ（内輪間座）３３が配される。スペーサ３３は、環状部材である。スペーサ３３には、シャフト１３が挿通される。スペーサ３３の外径は、内輪３５ｂ、３７ｂの端面３５ｇ、３７ｇの外径より小さい。ただし、スペーサ３３の外径は、内輪３５ｂ、３７ｂの端面３５ｇ、３７ｇの外径以上でもよい。ここでは、内輪３５ｂおよび内輪３７ｂの間に、スペーサ３３が設けられる場合について説明した。しかし、スペーサ３３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。

　外輪３５ａおよび外輪３７ａの間には、スペーサ（外輪間座）、スプリング、あるいは、スプリング受けが設けられていない。つまり、外輪３５ａおよび外輪３７ａの間には、外輪３５ａ、３７ａを保持する保持部材が設けられていない。したがって、外輪３５ａ、３７ａは、軸受孔３ｂに対して、周方向に相対回転可能（回転自在）に配される。シャフト１３が回転すると、内輪３５ｂ、３７ｂは、シャフト１３と一体回転する。転動体３５ｃ、３７ｃは、内輪３５ｂ、３７ｂの回転に伴って回転する。転動体３５ｃ、３７ｃは、内輪３５ｂ、３７ｂの周方向に移動する。外輪３５ａ、３７ａは、転動体３５ｃ、３７ｃ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１３の周方向に回転する。このときの外輪３５ａ、３７ａの回転速度は、内輪３５ｂ、３７ｂの回転速度よりも遅い。

　シャフト１３は、小径部１３ａ、大径部１３ｂ、縮径部１３ｃを有する。小径部１３ａには、内輪３５ｂ、３７ｂが取り付けられる。大径部１３ｂは、小径部１３ａよりも径が大きく、シャフト１３と一体成形される。縮径部１３ｃは、小径部１３ａよりも径が小さく、シャフト１３と一体成形される。大径部１３ｂは、図２中、小径部１３ａの左側に位置する。縮径部１３ｃは、図２中、小径部１３ａの右側に位置する。

　ただし、大径部１３ｂは、小径部１３ａと別部材で構成されてもよい。大径部１３ｂは、小径部１３ａに着脱可能に構成されてもよい。縮径部１３ｃは、小径部１３ａと別部材で構成されてもよい。縮径部１３ｃは、小径部１３ａに着脱可能に構成されてもよい。大径部１３ｂの外径は、内輪３５ｂの端面３５ｈの外径以上である。内輪３５ｂは、大径部１３ｂによって位置決めされる。

　縮径部１３ｃには、油切り部材４３が取り付けられる。油切り部材４３は、潤滑油を径方向外側に飛散させる。油切り部材４３により、コンプレッサインペラ１９側（図１参照）への潤滑油の漏出が抑制される。

　油切り部材４３は、大径部４３ａを有する。大径部４３ａは、小径部１３ａよりも径が大きい。大径部４３ａの外径は、内輪３７ｂの端面３７ｈの外径以上である。内輪３７ｂは、油切り部材４３によって位置決めされる。大径部４３ａの最大外径は、大径部１３ｂ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４３ａの最大外径は、大径部１３ｂの最大外径と異なっていてもよい。

　ベアリングハウジング３には、側壁部３ｇが形成される。側壁部３ｇは、外輪３５ａに対して、一対の転がり軸受１５が離隔する側（タービンインペラ１７側（図１参照））に位置する。側壁部３ｇは、軸受孔３ｂの内周面３ｆから径方向内側に突出する。側壁部３ｇは、対向面３ｈを有する。対向面３ｈは、外輪３５ａの端面３５ｅと軸方向に対向する。

　ベアリングハウジング３には、油切り部材４３の径方向外側にシールプレート４５が取り付けられる。シールプレート４５は、対向面４５ａを有する。対向面４５ａは、外輪３７ａの端面３７ｅと軸方向に対向する。シールプレート４５は、軸受孔３ｂからコンプレッサインペラ１９側（図１参照）への潤滑油の漏出を抑制する。

　内輪３５ｂ、スペーサ３３、内輪３７ｂ、油切り部材４３、コンプレッサインペラ１９（図１参照）は、シャフト１３のコンプレッサインペラ１９側の端部から順次、挿入される。シャフト１３のコンプレッサインペラ１９側の端部には、締結ボルトが締結される。内輪３５ｂ、スペーサ３３、内輪３７ｂ、油切り部材４３、コンプレッサインペラ１９には、軸方向に圧縮応力（軸力）が作用する。内輪３５ｂ、スペーサ３３、内輪３７ｂは、軸力によって大径部１３ｂと油切り部材４３との間に挟まれた状態で、シャフト１３と一体回転する。

　タービン側軸受３５（外輪３５ａ）の外周面には、ダンパ部３９が設けられる。コンプレッサ側軸受３７（外輪３７ａ）の外周面には、ダンパ部４１が設けられる。ダンパ部３９、４１は、軸受孔３ｂの内周面３ｆと対向する。

　ダンパ部３９は、２つの環状突起３９ａを有する。２つの環状突起３９ａは、外輪３５ａの外周面に軸方向に離隔して設けられる。２つの環状突起３９ａは、外輪３５ａから径方向外側に突出する。２つの環状突起３９ａは、外輪３５ａの外周面の全周に亘って環状に延在する。２つの環状突起３９ａの間には、ダンパ溝３９ｂが形成される。ダンパ溝３９ｂは、外輪３５ａの外周面の全周に亘って環状に延在する。

　ダンパ部４１は、２つの環状突起４１ａを有する。２つの環状突起４１ａは、外輪３７ａの外周面に軸方向に離隔して設けられる。２つの環状突起４１ａは、外輪３７ａから径方向外側に突出する。２つの環状突起４１ａは、外輪３７ａの外周面の全周に亘って環状に延在する。２つの環状突起４１ａの間には、ダンパ溝４１ｂが形成される。ダンパ溝４１ｂは、外輪３７ａの外周面の全周に亘って環状に延在する。ダンパ溝３９ｂ、４１ｂは、シャフト１３の周方向に延在している。

　軸受孔３ｂの内周面３ｆのうち、２つの環状突起３９ａに対向する部位の間には、連通孔３ｅが開口する。軸受孔３ｂの内周面３ｆのうち、２つの環状突起４１ａに対向する部位の間には、連通孔３ｅが開口する。つまり、ダンパ溝３９ｂ、４１ｂは、連通孔３ｅと径方向に対向する。連通孔３ｅは、ダンパ溝３９ｂ、４１ｂと連通する。

　連通孔３ｅには、潤滑油供給油路３ｄ（図１参照）から潤滑油が供給される。潤滑油は、連通孔３ｅを通って、ダンパ溝３９ｂ、４１ｂに供給される。潤滑油は、ダンパ溝３９ｂ、４１ｂ内を周方向に流通する。潤滑油は、２つの環状突起３９ａ、４１ａと軸受孔３ｂの内周面３ｆとの間の隙間（空間）を流通する。潤滑油は、外輪３５ａ、３７ａの外周面と軸受孔３ｂの内周面３ｆとの間に油膜（オイルフィルムダンパ）を形成する。オイルフィルムダンパは、シャフト１３の振動を減衰させる。

　２つの環状突起３９ａ、４１ａの形状を変更することで、シャフト１３の振動の減衰効果を変更（調整）することができる。外輪３５ａ、３７ａ全体の形状を変えることなく、シャフト１３の振動の減衰効果を変更することができる。したがって、ダンパ部３９、４１を備えた外輪３５ａ、３７ａの設計が容易となる。

　２つの環状突起３９ａのうち、タービンインペラ１７側（図１参照）の環状突起３９ａを第１の突起３９ａａとする。２つの環状突起３９ａのうち、コンプレッサインペラ１９側（図１参照）の環状突起３９ａを第２の突起３９ａｂとする。２つの環状突起４１ａのうち、コンプレッサインペラ１９側の環状突起４１ａを第１の突起４１ａａとする。２つの環状突起４１ａのうち、タービンインペラ１７側の環状突起４１ａを第２の突起４１ａｂとする。

　第２の突起３９ａｂ、４１ａｂは、第１の突起３９ａａ、４１ａａよりも、一対の転がり軸受１５が互いに近接する方向に位置する。第１の突起３９ａａ、４１ａａの軸方向における幅は、第２の突起３９ａｂ、４１ａｂの軸方向における幅より小さい。

　ダンパ溝３９ｂ、４１ｂに供給された潤滑油は、ダンパ溝３９ｂ、４１ｂに沿って周方向に流れる。ダンパ溝３９ｂ、４１ｂが潤滑油で満たされると、潤滑油は、第１の突起３９ａａ、４１ａａ、および、第２の突起３９ａｂ、４１ａｂを乗り越えて、外輪３５ａ、３７ａの外周面と軸受孔３ｂの内周面３ｆとの間を軸方向に流れる。このとき、潤滑油は、第２の突起３９ａｂ、４１ａｂと軸受孔３ｂの内周面３ｆとの間の隙間よりも、第１の突起３９ａａ、４１ａａと軸受孔３ｂの内周面３ｆとの間の隙間の方が流れ易い（抵抗が小さい）。したがって、ダンパ溝３９ｂ、４１ｂに供給された潤滑油は、第１の突起３９ａａ、４１ａａ側から漏出し易くなる。

　これにより、外輪３５ａ、３７ａの端面３５ｅ、３７ｅ側を流れる潤滑油の油量が確保される。潤滑油が端面３５ｅ、３７ｅ側を流れることで、外輪３５ａ、３７ａは、潤滑油により一対の転がり軸受１５が近接する側に押圧される。外輪３５ａ、３７ａが一対の転がり軸受１５が近接する側に押圧されることで、タービン側軸受３５、コンプレッサ側軸受３７の位置が安定化する。ただし、第１の突起３９ａａ、４１ａａの軸方向における幅は、第２の突起３９ａｂ、４１ａｂの軸方向における幅以上でもよい。

　端面３５ｅには、溝部３５ｉが形成される。溝部３５ｉは、外輪３５ａの外周面から内周面まで貫通する。端面３７ｅには、溝部３７ｉが形成される。溝部３７ｉは、外輪３７ａの外周面から内周面まで貫通する。ただし、溝部３５ｉ、３７ｉは、外輪３５ａ、３７ａの両方に設けられなくてもよい。例えば、外輪３５ａには、溝部３５ｉが形成され、外輪３７ａには、溝部３７ｉが形成されなくてもよい。また、外輪３５ａには、溝部３５ｉが形成されずに、外輪３７ａには、溝部３７ｉが形成されてもよい。

　図３は、図２における外輪３５ａのＩＩＩ矢視図である。なお、外輪３５ａの溝部３５ｉの形状は、外輪３７ａの溝部３７ｉと同じ形状である。そのため、以下では、外輪３５ａの溝部３５ｉの形状について説明し、外輪３７ａの溝部３７ｉの形状の説明は省略する。

　溝部３５ｉは、図３に示されるように、外輪３５ａの径方向に沿って延在する。ただし、溝部３５ｉは、径方向に対して傾斜して延在してもよい。溝部３５ｉは、左側面３５ｉａと、右側面３５ｉｂと、底面３５ｉｃとを備える。左側面３５ｉａおよび右側面３５ｉｂは、外輪３５ａの径方向に沿って延在する。底面３５ｉｃは、外輪３５ａの径方向と平行で、端面３５ｅと平行な平面である。

　溝部３５ｉの周方向の幅（すなわち、左側面３５ｉａと右側面３５ｉｂ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、溝部３５ｉ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、溝部３５ｉ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、溝部３５ｉ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。

　溝部３５ｉは、端面３５ｅの周方向において複数形成される。本実施形態において、溝部３５ｉは、端面３５ｅの周方向に９０度間隔で４つ配置される。ただし、溝部３５ｉの数は、４つに限定されず、１つ以上あればよい。また、溝部３５ｉ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３９ａのうち、第１の突起３９ａａ側から漏出した潤滑油は、外輪３５ａの端面３５ｅと側壁部３ｇの対向面３ｈとの隙間を流下する。潤滑油は、外輪３５ａの溝部３５ｉと側壁部３ｇの対向面３ｈとの隙間を流下する。

　同様に、２つの環状突起４１ａのうち、第１の突起４１ａａ側から漏出した潤滑油は、外輪３７ａの端面３７ｅとシールプレート４５の対向面４５ａとの隙間を流下する。潤滑油は、外輪３７ａの溝部３７ｉとシールプレート４５の対向面４５ａとの隙間を流下する。溝部３５ｉ、３７ｉは、潤滑油を外輪３５ａ、３７ａの外径側から内径側に導き易くする。外輪３５ａ、３７ａの内径側に導かれた潤滑油は、転動体３５ｃ、３７ｃと接触する。溝部３５ｉ、３７ｉによって、転動体３５ｃ、３７ｃに潤滑油が効率的に導かれる。

　外輪３５ａ、３７ａの端面３５ｅ、３７ｅ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１９側（図１参照）へ作用するスラスト荷重は、外輪３７ａの端面３７ｅからシールプレート４５の対向面４５ａに向かって作用する。タービンインペラ１７側（図１参照）へ作用するスラスト荷重は、外輪３５ａの端面３５ｅから側壁部３ｇの対向面３ｈに向かって作用する。端面３５ｅ、３７ｅと対向面３ｈ、４５ａとの隙間の潤滑油によって、シャフト１３のスラスト方向の振動が減衰される。

　転動体３５ｃ、３７ｃを潤滑した潤滑油は、軸受孔３ｂの内周面３ｆの中央部に流出する。軸受孔３ｂの内周面３ｆの中央部には、第１排油孔３ｉが設けられている。第１排油孔３ｉは、一端が軸受孔３ｂの内周面３ｆに開口し、他端が筒部３ｃの外方に開口する。第１排油孔３ｉは、筒部３ｃを、鉛直下側（図２中、下側）まで貫通する。第１排油孔３ｉは、軸受孔３ｂ内の潤滑油を軸受孔３ｂ外に排出する。これにより、軸受孔３ｂの内周面３ｆの中央部に流出した潤滑油は、第１排油孔３ｉを通って軸受孔３ｂから排出される。

　軸受孔３ｂ（筒部３ｃ）から排出された潤滑油は、軸受孔３ｂ（筒部３ｃ）の鉛直下方に流下する。ベアリングハウジング３には、軸受孔３ｂ（筒部３ｃ）より鉛直下方に潤滑油排出油路（潤滑油排出口）３ｊが形成されている。軸受孔３ｂの鉛直下方に流下した潤滑油は、潤滑油排出油路３ｊを通ってベアリングハウジング３から排出される。

　ところで、ダンパ溝３９ｂ、４１ｂ内に潤滑油が溜まり過ぎると、質量効果により一対の転がり軸受１５の軸受特性が低下する場合がある。そこで、本実施形態では、筒部３ｃは、第１排油孔３ｉとは別に、第２排油孔（排油孔）３ｋを備える。第２排油孔３ｋは、例えば、軸受孔３ｂの内周面３ｆのうちダンパ溝３９ｂと対向する位置に配される。第２排油孔３ｋは、一端がダンパ溝３９ｂと連通し、他端が筒部３ｃの外方に開口する。第２排油孔３ｋは、ダンパ溝３９ｂ内の潤滑油を筒部３ｃ外に排出する。これにより、第２排油孔３ｋは、潤滑油がダンパ溝３９ｂ内に溜まり過ぎることを抑制できる。その結果、タービン側軸受３５の軸受特性が低下することを抑制できる。

　ダンパ溝３９ｂと連通する第２排油孔３ｋの連通口（一端）は、軸受孔３ｂのうち最も鉛直方向下側の位置に形成される。これにより、第２排油孔３ｋの連通口は、軸受孔３ｂのうち、軸受孔３ｂと連通孔３ｅが連通する位置から周方向に最も遠い位置に形成される。連通孔３ｅからダンパ溝３９ｂに供給された潤滑油は、ダンパ溝３９ｂに沿って流れる際に、外輪３５ａの外周面および軸受孔３ｂの内周面３ｆを冷却する。つまり、潤滑油は、連通孔３ｅから第２排油孔３ｋに至るまで熱を回収することができる。第２排油孔３ｋの連通口が軸受孔３ｂのうち最も鉛直方向下側の位置に形成されることで、潤滑油は、転がり軸受１５およびベアリングハウジング３を効果的に冷却することができる。

　連通孔３ｅから軸受孔３ｂ内に供給される潤滑油の量は、連通孔３ｅの流路断面積に応じて決定される。第２排油孔３ｋから筒部３ｃ外に排出される潤滑油の量は、第２排油孔３ｋの流路断面積に応じて決定される。本実施形態では、連通孔３ｅおよび第２排油孔３ｋは、一定の内径を有する。ただし、連通孔３ｅおよび第２排油孔３ｋは、内径が変化する部分を有してもよい。

　潤滑油が第１の突起３９ａａ、４１ａａを乗り越える量は、第１の突起３９ａａ、４１ａａの外周面と軸受孔３ｂの内周面３ｆとの間に形成される隙間面積に応じて決定される。潤滑油が第２の突起３９ａｂ、４１ａｂを乗り越える量は、第２の突起３９ａｂ、４１ａｂの外周面と軸受孔３ｂの内周面３ｆとの間に形成される隙間面積に応じて決定される。

　ここで、第２排油孔３ｋの流路断面積のうち最も小さい流路断面積を、排油孔最小流路断面積という。連通孔３ｅの流路断面積のうち最も小さい流路断面積を、連通孔最小流路断面積という。ダンパ溝３９ｂ、４１ｂのシャフト１３の軸方向における一方側で外輪３５ａ、３７ａの外周面と軸受孔３ｂの内周面３ｆとの間に形成される隙間面積のうち最も小さい隙間面積を、一方側最小隙間面積という。ダンパ溝３９ｂ、４１ｂのシャフト１３の軸方向における他方側で外輪３５ａ、３７ａの外周面と軸受孔３ｂの内周面３ｆとの間に形成される隙間面積のうち最も小さい隙間面積を、他方側最小隙間面積という。

　このとき、排油孔最小流路断面積は、連通孔最小流路断面積から、一方側最小隙間面積と、他方側最小隙間面積とを差し引いた面積以下である。排油孔最小流路断面積が上記条件を満足することで、外輪３５ａ、３７ａの外周面と軸受孔３ｂの内周面３ｆとの間にオイルフィルムダンパが形成し易くなる。その結果、オイルフィルムダンパにより、シャフト１３の振動を減衰させることができる。一方、排油孔最小流路断面積が上記条件を満足しない場合、外輪３５ａ、３７ａの外周面と軸受孔３ｂの内周面３ｆとの間にオイルフィルムダンパが形成され難くなる。したがって、シャフト１３の振動を減衰し難くなる。

　第２排油孔３ｋは、図２中、破線で示す中心軸ＣＡに沿って延在する。第２排油孔３ｋから排出された潤滑油は、第２排油孔３ｋの中心軸ＣＡに沿って鉛直下方に流下する。第２排油孔３ｋの中心軸ＣＡの延長線は、潤滑油排出油路３ｊに対し、タービンハウジング５側（図１参照）に向いている。第２排油孔３ｋの中心軸ＣＡの延長線は、潤滑油排出油路３ｊに面するハウジング壁面３ｍと交差する。これにより、第２排油孔３ｋは、潤滑油をハウジング壁面３ｍに接触させることができる。潤滑油は、ハウジング壁面３ｍと接触することで、ハウジング壁面３ｍを冷却することができる。ハウジング壁面３ｍは、例えば、潤滑油排出油路３ｊに対し、タービンハウジング５側に形成される。したがって、第２排油孔３ｋから排出された潤滑油は、ハウジング壁面３ｍを介してタービンハウジング５を冷却することができる。

　本実施形態では、外輪３５ａ、３７ａは、軸受孔３ｂに対して、シャフト１３の周方向に相対回転可能（回転自在）に配される。外輪３５ａ、３７ａが軸受孔３ｂに対し相対回転可能に配されることで、一対の転がり軸受１５は、潤滑油のスクイズ効果（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、振動する外輪３５ａ、３７ａが軸受孔３ｂに近接すると、潤滑油の流動および圧縮により外輪３５ａ、３７ａに対し抵抗力が発生する現象である。くさび効果は、外輪３５ａ、３７ａが回転することにより、外輪３５ａ、３７ａと軸受孔３ｂが近接する位置に潤滑油を引き込み、潤滑油の流動および圧縮により外輪３５ａ、３７ａに対し抵抗力が発生する現象である。これにより、本実施形態の軸受構造Ｓは、外輪３５ａ、３７ａが軸受孔３ｂに対し相対回転不能に構成される場合よりも、シャフト１３の振動を吸収（減衰）することができる。また、外輪３５ａ、３７ａを保持する保持部材（回転防止用ピン）が不要となり部品点数が削減される。

　本実施形態の軸受構造Ｓは、外輪３５ａ、３７ａにダンパ部３９、４１が設けられている。つまり、外輪３５ａ、３７ａは、ダンパ部材として使用される。外輪３５ａ、３７ａをダンパ部材として使用することで、別途、環状のケース部材（いわゆるオイルフィルムダンパ部材）を軸受孔３ｂに配置しなくともよい。外輪３５ａ、３７ａにダンパ部を設けることで、別途、オイルフィルムダンパ部材を設ける場合よりも、ダンパ部材を軽量化することができる。ダンパ部材を軽量化することで、シャフト１３の振動の減衰力を大きくすることができる。

　本実施形態では、第２排油孔３ｋが軸受孔３ｂの内周面３ｆのうちダンパ溝３９ｂと対向する位置に配される例について説明した。しかし、これに限定されず、第２排油孔３ｋは、軸受孔３ｂの内周面３ｆのうちダンパ溝４１ｂと対向する位置に配されてもよい。その場合、第２排油孔３ｋは、一端がダンパ溝４１ｂと連通し、他端が筒部３ｃの外方に開口する。また、第２排油孔３ｋは、軸受孔３ｂの内周面３ｆのうちダンパ溝３９ｂ、および、ダンパ溝４１ｂと対向する位置に複数配されてもよい。つまり、第２排油孔３ｋは、軸受孔３ｂの内周面３ｆのうち、ダンパ溝３９ｂ、４１ｂの少なくともいずれかと対向する位置に配されていればよい。

（変形例）
　図４は、変形例の軸受構造Ｓａの構成を示す概略断面図である。上記実施形態の軸受構造Ｓと実質的に等しい構成要素については、同一の符号を付して説明を省略する。図４に示すように、本変形例の軸受構造Ｓａは、軸受孔３ｂ内に一対の転がり軸受１１５が配される。一対の転がり軸受１１５は、タービン側軸受１３５と、コンプレッサ側軸受１３７とを備える。タービン側軸受１３５は、外輪１３５ａを備える。外輪１３５ａは、２つの環状突起３９ａ、および、ダンパ溝３９ｂ（図２参照）が形成されていない点のみ、上記実施形態の外輪３５ａ（図２参照）と相違する。コンプレッサ側軸受１３７は、外輪１３７ａを備える。外輪１３７ａは、２つの環状突起４１ａ、および、ダンパ溝４１ｂ（図２参照）が形成されていない点のみ、上記実施形態の外輪３７ａ（図２参照）と相違する。

　本変形例の軸受孔３ｂ（筒部３ｃ）の内周面３ｆには、ダンパ溝１３９ｂ、１４１ｂが形成される。ダンパ溝１３９ｂ、１４１ｂは、一端が連通孔３ｅに接続され、他端が軸受孔３ｂの内周面３ｆに開口する。ダンパ溝１３９ｂ、１４１ｂは、軸受孔３ｂの内周面３ｆの全周に亘って環状に延在する。ダンパ溝１３９ｂ、１４１ｂは、シャフト１３の周方向に延在している。ダンパ溝１３９ｂ、１４１ｂは、軸受孔３ｂのうち外輪１３５ａ、１３７ａと対向する位置に配される。連通孔３ｅは、ダンパ溝１３９ｂ、１４１ｂと連通する。連通孔３ｅは、ダンパ溝１３９ｂ、１４１ｂに潤滑油を供給する。ダンパ溝１３９ｂ、１４１ｂに供給された潤滑油は、外輪１３５ａ、１３７ａの外周面と軸受孔３ｂの内周面３ｆとの間に流出する。潤滑油は、外輪１３５ａ、１３７ａの外周面と軸受孔３ｂの内周面３ｆとの間に油膜（オイルフィルムダンパ）を形成する。

　第２排油孔３ｋは、一端がダンパ溝１３９ｂと連通し、他端が筒部３ｃの外方に開口する。第２排油孔３ｋは、ダンパ溝１３９ｂ内の潤滑油を筒部３ｃ外に排出する。これにより、第２排油孔３ｋは、潤滑油がダンパ溝１３９ｂ内に溜まり過ぎることを抑制できる。その結果、タービン側軸受１３５の軸受特性が低下することを抑制できる。

　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、ダンパ溝３９ｂ、４１ｂが外輪３５ａ、３７ａに形成される例について説明した。また、上記変形例では、ダンパ溝１３９ｂ、１４１ｂが軸受孔３ｂの内周面３ｆに形成される例について説明した。しかし、これに限定されず、ダンパ溝３９ｂ、４１ｂ、１３９ｂ、１４１ｂは、外輪３５ａ、３７ａの外周面および軸受孔３ｂの内周面３ｆの双方に形成されてもよい。すなわち、ダンパ溝３９ｂ、４１ｂ、１３９ｂ、１４１ｂは、外輪３５ａ、３７ａの外周面および軸受孔３ｂの内周面３ｆの少なくともいずれかに形成されてもよい。

　上記実施形態および変形例では、排油孔最小流路断面積が連通孔最小流路断面積から一方側最小隙間面積と他方側最小隙間面積とを減算した値以下になる例について説明した。しかし、これに限定されず、排油孔最小流路断面積は、連通孔最小流路断面積から一方側最小隙間面積と他方側最小隙間面積とを減算した値より大きくてもよい。

　上記実施形態および変形例では、第２排油孔３ｋの一端が軸受孔３ｂのうち最も鉛直方向下側の位置に形成される例について説明した。しかし、これに限定されず、第２排油孔３ｋの一端は、軸受孔３ｂのうち最も鉛直方向下側の位置よりも鉛直方向上側の位置に形成されてもよい。ただし、第２排油孔３ｋの一端は、軸受孔３ｂのうち連通孔３ｅと接続する位置とは異なる位置に形成される。

　上記実施形態および変形例では、ダンパ溝３９ｂ、１３９ｂと連通する第２排油孔３ｋが単数（１つ）である例について説明した。しかし、これに限定されず、第２排油孔３ｋは、周方向の複数の位置においてダンパ溝３９ｂ、１３９ｂと連通してもよい。つまり、第２排油孔３ｋは、周方向に複数配されてもよい。複数の第２排油孔３ｋは、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。

　上記実施形態および変形例では、第２排油孔３ｋの中心軸ＣＡの延長線がハウジング壁面３ｍと交差する例について説明した。しかし、これに限定されず、第２排油孔３ｋの中心軸ＣＡの延長線は、ハウジング壁面３ｍと交差しなくてもよい。例えば、第２排油孔３ｋの中心軸ＣＡの延長線上には、潤滑油排出油路３ｊが配されてもよい。

　上記実施形態および変形例では、転がり軸受１５、１１５の外輪３５ａ、３７ａ、１３５ａ、１３７ａが軸受孔３ｂに対して相対回転可能に設けられる例について説明した。しかし、これに限定されず、転がり軸受１５、１１５の外輪３５ａ、３７ａ、１３５ａ、１３７ａは、軸受孔３ｂに対して相対回転不能に設けられてもよい。

　上記実施形態および変形例では、転がり軸受１５がアンギュラベアリングである例について説明した。しかし、これに限定されず、転がり軸受１５は、例えば、深溝玉軸受や、自動調心玉軸受であってもよい。

　上記実施形態および変形例では、転がり軸受１５が正面組合せで配される例について説明した。しかし、これに限定されず、転がり軸受１５は、いわゆる背面組合せ（接触角が内輪側に開く向きの組合せ）で配されてもよい。

　上記実施形態および変形例では、転がり軸受１５は、軸受孔３ｂに、軸方向に離隔して２つ設けられる場合について説明した。しかし、これに限定されず、転がり軸受１５は、単数（１つ）配されてもよい。また、転がり軸受１５は、軸受孔３ｂに複数（３つ以上）配されてもよい。

　上記実施形態および変形例では、軸受構造Ｓが過給機ＴＣに適用される例について説明した。しかし、軸受構造Ｓは、過給機ＴＣに限らず、種々の回転機械に適用可能である。

　本開示は、軸受構造に利用することができる。

ＣＡ：中心軸　Ｓ：軸受構造　Ｓａ：軸受構造　３：ベアリングハウジング（ハウジング）　３ｂ：軸受孔　３ｃ：筒部　３ｄ：潤滑油供給油路　３ｅ：連通孔　３ｆ：内周面　３ｊ：潤滑油排出油路　３ｋ：第２排油孔（排油孔）　３ｍ：ハウジング壁面　１３：シャフト　１５：転がり軸受　３５ａ：外輪　３７ａ：外輪　３９ｂ：ダンパ溝　４１ｂ：ダンパ溝　１１５：転がり軸受　１３５ａ：外輪　１３７ａ：外輪　１３９ｂ：ダンパ溝　１４１ｂ：ダンパ溝

Claims (5)

1. 　軸受孔が形成された筒部を有するハウジングと、
   　前記軸受孔に設けられ、シャフトが挿通される転がり軸受と、
   　前記転がり軸受の外輪の外周面および前記軸受孔の内周面の少なくともいずれかに形成され、前記シャフトの周方向に延在するダンパ溝と、
   　一端が前記ダンパ溝と連通し、他端が前記筒部の外方に開口する排油孔と、
   を備える軸受構造。
2. 　前記ハウジングには、前記軸受孔と潤滑油供給油路とを連通させる連通孔が形成され、
   　前記排油孔の流路断面積のうち最も小さい排油孔最小流路断面積は、前記連通孔の流路断面積のうち最も小さい連通孔最小流路断面積から、前記ダンパ溝の前記シャフトの軸方向における一方側で前記外輪と前記軸受孔の内周面との間に形成される隙間面積のうち最も小さい一方側最小隙間面積と、前記ダンパ溝の前記軸方向における他方側で前記外輪と前記軸受孔の内周面との間に形成される隙間面積のうち最も小さい他方側最小隙間面積とを差し引いた面積以下である
   請求項１に記載の軸受構造。
3. 　前記排油孔の前記一端は、前記軸受孔のうち最も鉛直方向下側の位置に形成される
   請求項１または２に記載の軸受構造。
4. 　前記ハウジングには、前記軸受孔より鉛直下方に潤滑油排出油路が形成され、
   　前記排油孔の中心軸の延長線は、前記潤滑油排出油路に面するハウジング壁面と交差する
   請求項１から３のいずれか１項に記載の軸受構造。
5. 　前記外輪は、前記軸受孔に対し相対回転可能に設けられる
   請求項１から４のいずれか１項に記載の軸受構造。

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