WO2020021908A1 - 軸受構造および過給機 - Google Patents

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WO2020021908A1
WO2020021908A1 PCT/JP2019/023893 JP2019023893W WO2020021908A1 WO 2020021908 A1 WO2020021908 A1 WO 2020021908A1 JP 2019023893 W JP2019023893 W JP 2019023893W WO 2020021908 A1 WO2020021908 A1 WO 2020021908A1
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bearing
oil
shaft
oil passage
turbine
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PCT/JP2019/023893
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寛 采浦
貴大 田中
寛己 望月
俊輔 西井
英之 小島
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株式会社Ihi
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    • F16C35/00—Rigid support of bearing units; Housings, e.g. caps, covers
    • F16C35/04—Rigid support of bearing units; Housings, e.g. caps, covers in the case of ball or roller bearings
    • F16C35/06—Mounting or dismounting of ball or roller bearings; Fixing them onto shaft or in housing
    • F16C35/07—Fixing them on the shaft or housing with interposition of an element
    • F16C35/077—Fixing them on the shaft or housing with interposition of an element between housing and outer race ring

Definitions

  • the present disclosure relates to a bearing structure and a supercharger.
  • This application claims the benefit of priority based on Japanese Patent Application No. 2018-140951 filed on Jul. 27, 2018, the contents of which are incorporated herein by reference.
  • Rolling bearings may be provided in the supercharger, for example, as described in Patent Document 1. Rolling bearings are provided on the turbine side and the compressor side, respectively.
  • the turbine side is likely to be hotter than the compressor side. Therefore, improvement in the cooling performance of the rolling bearing provided on the turbine side is demanded.
  • An object of the present disclosure is to provide a bearing structure and a supercharger capable of improving the cooling performance of a rolling bearing provided on a turbine side.
  • a bearing structure includes a shaft provided with a turbine impeller, an inner ring housed in a bearing hole and provided in the shaft, and a damper portion formed on an outer periphery.
  • a pair of rolling bearings having an outer ring, a facing surface facing the side of the outer ring of the rolling bearing provided on the turbine impeller side, and a facing surface facing the turbine impeller side, and at least facing a side surface of the damper portion and the outer ring. And a first oil supply groove.
  • the outer ring may be rotatable with respect to the bearing housing in which the bearing hole is formed.
  • the first lubrication groove extends at least to a position radially inward of the side surface of the outer race to a position facing the axial direction of the shaft, and the opposing surface is continuous with the first lubrication groove in a circumferential direction of the shaft.
  • an opposing portion closest to the side surface of the outer ring may be provided on the opposing surface.
  • a second oil supply groove formed on the inner peripheral surface of the bearing hole, facing the damper portion, and extending in the axial direction of the shaft to the first oil supply groove may be provided.
  • a second oil passage and a third oil passage that opens between the first oil passage and the second oil passage on the inner peripheral surface of the bearing hole may be provided.
  • the pair of rolling bearings are angular bearings, and may be in a front combination.
  • a supercharger includes the above bearing structure.
  • FIG. 1 is a schematic sectional view of the supercharger.
  • FIG. 2 is a diagram in which a two-dot chain line portion of FIG. 1 is extracted.
  • FIG. 3 is a sectional view taken along line III-III of FIG.
  • FIG. 4 is a sectional view of the bearing structure.
  • FIG. 1 is a schematic sectional view of the supercharger TC.
  • the direction of arrow L shown in FIG. 1 is defined as the left side of the supercharger TC.
  • the direction of arrow R shown in FIG. 1 will be described as the right side of the supercharger TC.
  • the supercharger TC includes a supercharger main body 1.
  • the supercharger main body 1 includes a bearing housing 20.
  • the turbine housing 3 is connected to the left side of the bearing housing 20 by the fastening mechanism 2.
  • the compressor housing 5 is connected to the right side of the bearing housing 20 by the fastening bolt 4.
  • a projection 21 is provided on the outer peripheral surface of the bearing housing 20.
  • the protrusion 21 is provided on the turbine housing 3 side.
  • the projection 21 projects in the radial direction of the bearing housing 20.
  • a protrusion 3 a is provided on the outer peripheral surface of the turbine housing 3.
  • the protrusion 3a is provided on the bearing housing 20 side.
  • the projection 3a projects in the radial direction of the turbine housing 3.
  • the projections 21 and 3a are band-fastened by the fastening mechanism 2.
  • the fastening mechanism 2 is composed of, for example, a G coupling that clamps the projections 21 and 3a.
  • a bearing hole 22 is formed in the bearing housing 20.
  • the bearing hole 22 penetrates the supercharger TC in the left-right direction.
  • a pair of rolling bearings 6 are provided in the bearing holes 22.
  • the shaft 7 is rotatably supported by the rolling bearing 6.
  • a turbine impeller 8 is provided at the left end of the shaft 7.
  • the turbine impeller 8 is rotatably accommodated in the turbine housing 3.
  • a compressor impeller 9 is provided at the right end of the shaft 7.
  • the compressor impeller 9 is rotatably accommodated in the compressor housing 5.
  • the compressor housing 5 has an intake port 10 formed therein.
  • the intake port 10 opens to the right of the supercharger TC.
  • the intake port 10 is connected to an air cleaner (not shown).
  • the diffuser passage 11 is formed.
  • the diffuser channel 11 pressurizes air.
  • the diffuser channel 11 is formed in a ring shape from the inside to the outside in the radial direction (hereinafter, simply referred to as the radial direction) of the shaft 7.
  • the diffuser channel 11 communicates with the intake port 10 via the compressor impeller 9 on the radially inner side.
  • a compressor scroll passage 12 is formed inside the compressor housing 5.
  • the compressor scroll channel 12 is annular.
  • the compressor scroll passage 12 is located radially outside the compressor impeller 9.
  • the compressor scroll passage 12 communicates with an intake port of an engine (not shown).
  • the compressor scroll channel 12 also communicates with the diffuser channel 11.
  • the intake air is accelerated by the action of centrifugal force in the process of flowing between the blades of the compressor impeller 9.
  • the speed-up air is pressurized in the diffuser channel 11 and the compressor scroll channel 12.
  • the pressurized air flows out of a discharge port (not shown) and is guided to an intake port of the engine.
  • a discharge port 13 is formed in the turbine housing 3.
  • the discharge port 13 opens to the left of the supercharger TC.
  • the discharge port 13 is connected to an exhaust gas purification device (not shown).
  • the turbine housing 3 is provided with a flow path 14 and a turbine scroll flow path 15.
  • the turbine scroll passage 15 is annular.
  • the turbine scroll channel 15 is located radially outside the turbine impeller 8.
  • the flow path 14 is located between the turbine impeller 8 and the turbine scroll flow path 15.
  • the turbine scroll passage 15 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 turbine scroll channel 15 also communicates with the channel 14.
  • the exhaust gas guided from the gas inlet to the turbine scroll flow path 15 is guided to the discharge port 13 via the flow path 14 and the space between the blades of the turbine impeller 8.
  • the exhaust gas guided to the discharge port 13 rotates the turbine impeller 8 in the flow process.
  • FIG. 2 is a diagram in which a two-dot chain line portion of FIG. 1 is extracted.
  • the supercharger TC has a bearing structure S.
  • a branch source oil passage 23 is formed in the bearing housing 20.
  • the branch source oil passage 23 extends in the axial direction of the shaft 7 (the rotation axis direction; hereinafter, simply referred to as the axial direction).
  • the branch source oil passage 23 extends substantially parallel to the bearing hole 22.
  • the branch source oil passage 23 is located vertically above the bearing hole 22.
  • the bearing hole 22 and the branch source oil passage 23 open on the opening surface 24 of the bearing housing 20.
  • the opening surface 24 extends, for example, perpendicular to the axial direction.
  • the seal plate 40 is attached to the opening surface 24.
  • the seal plate 40 is substantially annular.
  • the seal plate 40 closes the opening of the branch source oil passage 23.
  • the inner diameter of the seal plate 40 is smaller than the inner diameter of the bearing hole 22.
  • a radially inner part of the seal plate 40 projects radially inward from the bearing hole 22.
  • a through hole 25 opens in the branch source oil passage 23.
  • the through hole 25 is formed in the bearing housing 20.
  • the through hole 25 extends from outside the bearing housing 20 to the branch source oil passage 23.
  • the oil sent from an oil pump (not shown) is supplied to the branch source oil passage 23 from the through hole 25.
  • a first oil passage 26, a second oil passage 27, and a third oil passage 28 are formed in the bearing housing 20.
  • the first oil passage 26, the second oil passage 27, and the third oil passage 28 open to the branch source oil passage 23.
  • the first oil passage 26, the second oil passage 27, and the third oil passage 28 also open to the inner peripheral surface of the bearing hole 22.
  • the first oil passage 26, the second oil passage 27, and the third oil passage 28 communicate the branch source oil passage 23 and the bearing hole 22.
  • the first oil passage 26 is provided on the left side of the second oil passage 27 in FIG.
  • the third oil passage 28 is provided between the first oil passage 26 and the second oil passage 27.
  • the third oil passage 28 opens between the first oil passage 26 and the second oil passage 27 on the inner peripheral surface of the bearing hole 22.
  • an oil drain hole 29a is formed in the lower wall portion 29 of the bearing housing 20, in the lower wall portion 29 of the bearing housing 20, an oil drain hole 29a is formed.
  • the lower wall portion 29 is located below (vertically below) the bearing hole 22 in FIG.
  • the lower wall portion 29 forms a part (of the inner peripheral surface) of the bearing hole 22.
  • the oil drain hole 29a penetrates the lower wall 29 in a direction perpendicular to the axial direction.
  • the oil drain hole 29a opens on the inner peripheral surface of the bearing hole 22.
  • the axial position of the oil drain hole 29a is, for example, between the first oil passage 26 and the second oil passage 27 (between the pair of rolling bearings 6).
  • a side wall 30 is formed in the bearing housing 20.
  • the side wall portion 30 protrudes radially inward from the inner peripheral surface of the bearing hole 22.
  • the side wall 30 is annular.
  • the end face 31 (opposite face) on the right side (compressor impeller 9 side) in FIG. 2 of the side wall section 30 extends, for example, in the radial direction.
  • the side wall 30 is formed integrally with the bearing housing 20. However, the side wall 30 may be a separate member from the bearing housing 20 and may be attached to the bearing housing 20.
  • the shaft 7 is inserted into the bearing hole 22.
  • the shaft 7 has a large diameter portion 7a, a medium diameter portion 7b, and a small diameter portion 7c.
  • the outer diameter of the middle diameter part 7b is smaller than the outer diameter of the large diameter part 7a.
  • the middle diameter part 7b is located on the right side (compressor impeller 9 side) in FIG. 2 with respect to the large diameter part 7a.
  • the outer diameter of the small diameter part 7c is smaller than the outer diameter of the middle diameter part 7b.
  • the small diameter portion 7c is located on the compressor impeller 9 side with respect to the middle diameter portion 7b.
  • the axial position of the middle diameter part 7 b is between the side wall part 30 and the seal plate 40.
  • the shaft 7 has a first stepped surface 7d and a second stepped surface 7e.
  • the first step surface 7d extends radially from the outer peripheral surface of the large diameter portion 7a to the outer peripheral surface of the middle diameter portion 7b.
  • the second step surface 7e extends in the radial direction from the outer peripheral surface of the middle diameter portion 7b to the outer peripheral surface of the small diameter portion 7c.
  • the medium-diameter portion 7b side tapered surface 7a 1 is formed.
  • the outer diameter of the tapered surface 7a 1 decreases as toward the medium diameter portion 7b.
  • the outer diameter of the tapered surface 7a 1 is the smallest portion continuous with the first stepped surface 7d.
  • the rolling bearing 6 is disposed in the bearing hole 22. Two rolling bearings 6 are provided in the bearing hole 22. The two rolling bearings 6 are separated in the axial direction.
  • the rolling bearing 6 on the left side (the turbine impeller 8 side) in FIG. 2 is referred to as a turbine-side bearing 50.
  • the rolling bearing 6 on the right side (on the side of the compressor impeller 9) is referred to as a compressor-side bearing 60.
  • the turbine-side bearing 50 includes an inner ring 51, an outer ring 52, a rolling element 53, and a retainer 54.
  • the inner ring 51 is attached to the outer peripheral surface of the middle diameter portion 7b of the shaft 7.
  • the inner ring 51 rotates integrally with the shaft 7.
  • the outer ring 52 is provided radially outward with respect to the inner ring 51.
  • the outer ring 52 faces the inner peripheral surface of the bearing hole 22.
  • a plurality of rolling elements 53 are arranged between the outer ring 52 and the inner ring 51.
  • the retainer 54 holds a plurality of rolling elements 53.
  • the compressor-side bearing 60 includes an inner ring 61, an outer ring 62, a rolling element 63, and a retainer 64.
  • the inner ring 61 is attached to the outer peripheral surface of the middle diameter portion 7b of the shaft 7.
  • the inner ring 61 rotates integrally with the shaft 7.
  • the outer ring 62 is provided radially outward with respect to the inner ring 61.
  • the outer ring 62 faces the inner peripheral surface of the bearing hole 22.
  • a plurality of rolling elements 63 are arranged between the outer ring 62 and the inner ring 61.
  • the retainer 64 retains a plurality of rolling elements 63.
  • the rolling bearing 6 is, for example, an angular bearing.
  • the connection indicated by a broken line is a position where the outer rings 52 and 62 of the rolling bearing 6 are closest to (or contact with) the rolling elements 53 and 63, and the inner rings 51 and 61 are closest to the rolling elements 53 and 63. (Or abut) position.
  • the connection indicates the contact angle of the rolling bearing 6.
  • the connection is inclined with respect to a plane perpendicular to the axial direction of the shaft 7.
  • the connection of the turbine-side bearing 50 is inclined in a direction away from the compressor-side bearing 60 toward the outside in the radial direction.
  • the connection of the compressor-side bearing 60 is inclined in a direction away from the turbine-side bearing 50 toward the outside in the radial direction.
  • the thickness of the outer surface 51a on the large-diameter portion 7a side is smaller than the thickness of the inner surface 51b on the compressor-side bearing 60 side.
  • the thickness of the outer surface 61a on the seal plate 40 side is smaller than the thickness of the inner surface 61b on the turbine-side bearing 50 side.
  • the thickness of the outer surfaces 51a, 61a may be greater than the thickness of the inner surfaces 51b, 61b, or may be equal to the thickness of the inner surfaces 51b, 61b.
  • the thickness of the outer side surface 52a (side surface) on the side wall portion 30 side is approximately equal to the thickness of the inner side surface 52b on the compressor side bearing 60 side.
  • the thickness of the outer surface 62a on the seal plate 40 side of the outer ring 62 is approximately equal to the thickness of the inner surface 62b on the turbine-side bearing 50 side.
  • the thickness of the outer side surfaces 52a, 62a may be larger or smaller than the thickness of the inner side surfaces 52b, 62b.
  • the inner ring 51 comes into contact with the first step surface 7d from the right side (the compressor impeller 9 side) in FIG.
  • the outer diameter of the first step surface 7d is substantially equal to the outer diameter of the outer surface 51a of the inner ring 51.
  • the outer diameter of the first step surface 7d may be larger or smaller than the outer diameter of the outer surface 51a.
  • the outer ring 52 (outer surface 52 a) of the turbine-side bearing 50 faces the end surface 31 of the side wall portion 30 in the axial direction.
  • the end surface 31 faces the outer surface 52a of the outer race 52 from the left side (the turbine impeller 8 side) in FIG.
  • a spacer 70 is provided between the inner ring 51 and the inner ring 61.
  • the spacer 70 is annular.
  • the shaft 7 is inserted through the spacer 70.
  • the spacer 70 faces the inner surface 51b of the inner ring 51 and the inner surface 61b of the inner ring 61 in the axial direction.
  • the outer diameter of the spacer 70 is substantially equal to the outer diameter of the inner side surfaces 51b, 61b of the inner rings 51, 61.
  • the outer diameter of the spacer 70 may be larger or smaller than the outer diameter of the inner side surfaces 51b, 61b of the inner rings 51, 61.
  • a spring and a spring receiver may be provided instead of the spacer 70.
  • An oil drain member 80 is attached to the small diameter portion 7c of the shaft 7.
  • the oil draining member 80 scatters oil after lubricating the compressor-side bearing 60 to the outside in the radial direction.
  • the insertion portion 81 of the oil draining member 80 is inserted into the seal plate 40.
  • the seal plate 40 is located radially outward with respect to the insertion portion 81.
  • the seal plate 40 faces the outer ring 62 (outer surface 62a) in the axial direction.
  • the outer diameter of the insertion portion 81 is larger than the outer diameter of the outer surface 61 a of the inner ring 61 of the compressor-side bearing 60. However, the outer diameter of the insertion portion 81 may be at least larger than the inner diameter of the outer surface 61a.
  • the insertion portion 81 contacts the outer side surface 61a.
  • the inner ring 61 contacts the insertion portion 81 from the left side (the turbine impeller 8 side) in FIG.
  • the turbine-side bearing 50 (the inner ring 51), the spacer 70, the compressor-side bearing 60 (the inner ring 61), the oil draining member 80, and the compressor impeller 9 are separated from the end of the shaft 7 on the compressor impeller 9 side.
  • the compressor side bearing 60, the oil draining member 80, and the compressor impeller 9 are attached to the shaft 7 in this order.
  • a fastening bolt is fastened to an end of the shaft 7 on the compressor impeller 9 side. Compressive stress (axial force) acts on these members in the axial direction.
  • the turbine-side bearing 50, the spacer 70, the compressor-side bearing 60, the oil draining member 80, and the compressor impeller 9 rotate integrally with the shaft 7.
  • a damper portion 55 is provided on the outer peripheral surface 52c of the outer ring 52 of the turbine side bearing 50.
  • the damper portion 55 has an annular groove 55a, an inner parallel surface 55b, an outer parallel surface 55c, and a notch 55d.
  • the annular groove 55a, the inner parallel surface 55b, the outer parallel surface 55c, and the notch 55d are annular.
  • the outer peripheral surface 52c is divided in the axial direction by the annular groove 55a.
  • the surface closer to the compressor-side bearing 60 than the annular groove 55a is an inner parallel surface 55b.
  • the surface closer to the side wall portion 30 than the annular groove 55a is the outer parallel surface 55c.
  • the cutout portion 55d is formed on the side wall portion 30 side of the outer parallel surface 55c.
  • the outer parallel surface 55c is shorter in the axial direction than the inner parallel surface 55b by the cutout portion 55d.
  • the first oil passage 26 opens on the inner peripheral surface of the bearing hole 22 toward the turbine-side bearing 50.
  • the first oil passage 26 faces the outside of the annular groove 55a in the radial direction. Oil is supplied from the first oil passage 26 to the annular groove 55a. The oil spreads over the entire circumference of the annular groove 55a. Oil flows from the annular groove 55a to the inner parallel surface 55b side and the outer parallel surface 55c side. The oil easily flows to the outer parallel surface 55c having a shorter length. Therefore, the cooling effect on the side wall portion 30 side is improved. Vibration of the shaft 7 is suppressed by oil between the inner parallel surface 55b, the outer parallel surface 55c, and the inner peripheral surface of the bearing hole 22.
  • a damper portion 65 is provided on the outer peripheral surface 62c of the outer race 62.
  • the damper portion 65 has an annular groove 65a, an inner parallel surface 65b, an outer parallel surface 65c, and a cutout portion 65d.
  • the second oil passage 27 opens toward the compressor-side bearing 60 on the inner peripheral surface of the bearing hole 22.
  • the second oil passage 27 faces radially outward of the annular groove 65a. The vibration of the shaft 7 is suppressed by the oil between the inner parallel surface 65b, the outer parallel surface 65c, and the inner peripheral surface of the bearing hole 22.
  • the dampers 55, 65 are formed on the outer races 52, 62. Therefore, a support member that functions as a damper portion by holding the turbine-side bearing 50 and the compressor-side bearing 60 is not required.
  • the outer rings 52 and 62 are lighter in weight than the supporting members, so that the damper function is improved.
  • the shapes of the dampers 55 and 65 shown here are only examples.
  • the dampers 55 and 65 may have any shape as long as the vibration between the outer rings 52 and 62 and the bearing hole 22 suppresses vibration.
  • the bearing holes 22 may be machined.
  • the rolling bearing 6 is an angular bearing, it receives a thrust load of the shaft 7.
  • a thrust load acts on the shaft 7 on the left side in FIG. 2
  • the outer ring 52 of the turbine-side bearing 50 presses the side wall 30.
  • a thrust load acts on the shaft 7 on the right side in FIG. 2
  • the outer ring 62 of the compressor-side bearing 60 presses the seal plate 40. The movement of the shaft 7 due to the thrust load is stopped by the side wall 30 and the seal plate 40.
  • No rotation stopper is provided for the outer rings 52, 62.
  • the outer rings 52 and 62 are rotatable (rotatable) relative to the bearing housing 20 (the bearing hole 22) in the circumferential direction of the shaft 7 when the side walls 30 and the seal plate 40 are not pressed.
  • the inner rings 51 and 61 rotate integrally with the shaft 7.
  • the rolling elements 53 and 63 rotate with the rotation of the inner rings 51 and 61.
  • the rolling elements 53 and 63 move in the circumferential direction of the inner rings 51 and 61.
  • the outer races 52, 62 rotate in the circumferential direction of the shaft 7 with the rotation and movement of the rolling elements 53, 63 or with the flow of oil.
  • the rotation speed of the outer wheel 52 is lower than the rotation speed of the inner wheel 51.
  • the pair of rolling bearings 6 is a front combination. Therefore, no spacer (outer ring spacer) is required between the outer ring 52 and the outer ring 62. No pressurization is applied to the outer rings 52, 62. Therefore, the outer rings 52 and 62 are easily rotated. As a result, the vibration suppressing effect of the dampers 55 and 65 is improved.
  • a third oil passage 28 is provided on the extension of the third oil passage 28, the shaft 7, the spacer 70 that rotates integrally with the shaft 7, and the inner ring 51 are located.
  • a portion of the bearing structure S that easily becomes high in temperature is efficiently cooled through the shaft 7, the spacer 70 that rotates integrally with the shaft 7, and the inner ring 51.
  • the amount of oil required for lubrication is small, and if a large amount of oil is supplied to the turbine-side bearing 50, it simply results in a mechanical loss.
  • the cooling effect of the high-temperature portion can be improved without excessively increasing the amount of oil supply to the turbine-side bearing 50. Further, the oil supplied to the rolling bearing 6 is heated.
  • the high-temperature portion can be efficiently cooled by the low-temperature oil in the branch source oil passage 23.
  • the spacer faces the third oil passage 28.
  • the spacer becomes an obstacle. Since the pair of rolling bearings 6 is a front combination, no spacer is required. As a result, it is possible to easily supply oil from the third oil passage 28 to the high-temperature portion.
  • FIG. 3 is a sectional view taken along line III-III of FIG. FIG. 3 shows only the bearing housing 20.
  • a first oil supply groove 31a to be described later is indicated by coarse cross hatching
  • a second oil supply groove 22a is indicated by fine cross hatching.
  • the first oil passage 26 has an approximately crescent shape when viewed from the axial direction.
  • the first oil passage 26 extends radially outward from the inner peripheral surface of the bearing hole 22.
  • the radius of curvature of the inner peripheral surface of the first oil passage 26 is smaller than the inner diameter of the bearing hole 22.
  • a first oil supply groove 31a is formed on an end surface 31 of the side wall portion 30 of the bearing housing 20 on the turbine side bearing 50 side (the front side in FIG. 3).
  • the first oil supply groove 31a extends, for example, in the radial direction.
  • the first oil supply groove 31a is formed at a position rotated by a predetermined angle ⁇ with respect to a connection connecting the center of the bearing hole 22 to the center of the branch source oil passage 23.
  • the first oil supply groove 31a is located on the rear side in the rotation direction of the shaft 7 with respect to the connection. Assuming that the vertical direction in FIG. 3 is the vertical direction, the first oil supply groove 31a is formed at a position rotated by a predetermined angle ⁇ in the circumferential direction of the shaft 7 with respect to a vertical plane passing through the center of the bearing hole 22.
  • the phase of the second oil groove 22a described later is formed in accordance with the phase of the first oil groove 31a.
  • the wall thickness between the second oil supply groove 22a and the branch source oil passage 23 is sufficiently ensured.
  • the first oil supply groove 31a and the second oil supply groove 22a may be formed around the vertical plane.
  • the first oil passage 26 may be formed in an annular shape. In this case, the first oil supply groove 31a and the second oil supply groove 22a may be formed at any positions in the circumferential direction of the shaft 7.
  • the first oil supply groove 31a is formed by, for example, cutting the center of the bearing hole 22 with a tool whose diameter is smaller than the inner diameter of the side wall portion 30.
  • the first oil supply groove 31a may be formed by other means.
  • An opposing portion 31 b is formed on the end surface 31 of the side wall portion 30.
  • the facing portion 31b is continuous with the first oil supply groove 31a in the circumferential direction of the shaft 7.
  • the facing portion 31b is, for example, a remaining portion of the end face 31 where the first oil supply groove 31a is not formed.
  • a portion of the end surface 31 that faces the outer surface 52a in the axial direction has a portion where the first oil supply groove 31a is not formed.
  • the facing portion 31 b is closest to the outer surface 52 a of the outer ring 52 on the end surface 31.
  • the outer ring 52 presses the end face 31 by the thrust load. If the opposing portion 31b is not formed, the outer ring 52 will contact the bottom surface of the first oil supply groove 31a. As a result, the first oil supply groove 31a is closed by the outer ring 52. By providing the facing portion 31b, the positioning of the outer ring 52 in the axial direction is performed by the facing portion 31b.
  • the facing portion 31b extends in the circumferential direction of the shaft 7 over approximately 1/8 (half or less, 1/4 or less) of the entire circumference. Therefore, even if the outer ring 52 is pressed against the end face 31, the outer ring 52 is hardly inclined.
  • FIG. 4 is a sectional view of the bearing structure S.
  • FIG. 4 shows a cross section of the bearing structure S taken along the line IV-IV in FIG. That is, in FIG. 4, the section above the central axis of the shaft 7 has a cross section in which the phase in the circumferential direction of the shaft 7 is shifted by the predetermined angle ⁇ , as shown in FIG.
  • the first oil supply groove 31a faces at least the damper portion 55 and the outer surface 52a of the outer ring 52.
  • the outermost portion in the radial direction is continuous with the inner peripheral surface of the bearing hole 22.
  • the outermost portion of the first oil supply groove 31a in the radial direction is flush with the damper portion 55 of the outer ring 52, or is located radially outside of the damper portion 55.
  • the first oil supply groove 31a extends at least to a position in the outer surface 52a of the outer ring 52 that axially opposes the radially innermost part.
  • the first oil supply groove 31a extends to the radial inside of the outer ring 52.
  • the first oil supply groove 31a extends to the innermost end of the end face 31 in the radial direction. However, it is sufficient that a part of the first oil supply groove 31a faces the outer side surface 52a in the axial direction.
  • a second oil groove 22a is formed on the inner peripheral surface of the bearing hole 22.
  • the second oil supply groove 22a faces the outer parallel surface 55c and the notch 55d of the damper portion 55.
  • the second oil supply groove 22a is located radially outside the outside parallel surface 55c.
  • the second oil groove 22a extends in the axial direction from the first oil passage 26 to the first oil groove 31a. However, the second oil supply groove 22a may extend at least to the first oil supply groove 31a, and may be separated from the first oil passage 26 in the axial direction.
  • first oil groove 31a and the second oil groove 22a are formed only on the turbine side bearing 50 side.
  • first oil groove 31a and second oil groove 22a may be formed on the compressor side bearing 60 side.
  • the facing portion 31b is formed on the end surface 31 of the side wall portion 30 .
  • the facing portion 31b is not an essential component.
  • the second oil supply groove 22a is formed on the inner peripheral surface of the bearing hole 22.
  • the second oil supply groove 22a is not an essential component.
  • the third oil passage 28 is formed in the bearing housing 20 in addition to the first oil passage 26 and the second oil passage 27 in addition to the first oil passage 26 and the second oil passage 27 has been described.
  • the third oil passage 28 is not an essential component.
  • the rolling bearing 6 may be a rolling bearing other than the angular bearing (for example, a deep groove ball bearing, a self-aligning ball bearing). Further, the pair of rolling bearings 6 may be a back combination.
  • the present disclosure can be used for a bearing structure and a supercharger.

Abstract

軸受構造Ｓは、タービンインペラが設けられたシャフト７と、軸受孔２２に収容され、シャフト７に設けられる内輪、および、外周にダンパ部５５が形成される外輪を有する一対の転がり軸受と、タービンインペラ側に設けられた転がり軸受の外輪５２の側面に対し、タービンインペラ側から対向する対向面と、対向面に形成され、少なくともダンパ部５５および外輪の側面に対向する第１給油溝３１ａと、を備える。

Description

軸受構造および過給機
　本開示は、軸受構造および過給機に関する。本出願は２０１８年７月２７日に提出された日本特許出願第２０１８－１４０９５１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。
　過給機には、例えば、特許文献１に記載のように、転がり軸受が設けられる場合がある。転がり軸受は、タービン側およびコンプレッサ側にそれぞれ設けられる。
特許第６１６８７３９号公報
　過給機のうち、タービン側はコンプレッサ側に比べて高温となり易い。そのため、タービン側に設けられた転がり軸受の冷却性能の向上が希求される。
　本開示の目的は、タービン側に設けられた転がり軸受の冷却性能を向上することが可能な軸受構造および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軸受構造は、タービンインペラが設けられたシャフトと、軸受孔に収容され、シャフトに設けられる内輪、および、外周にダンパ部が形成される外輪を有する一対の転がり軸受と、タービンインペラ側に設けられた転がり軸受の外輪の側面に対し、タービンインペラ側から対向する対向面と、対向面に形成され、少なくともダンパ部および外輪の側面に対向する第１給油溝と、を備える。
　外輪は、軸受孔が形成されたベアリングハウジングに対して回転自在であってもよい。
　第１給油溝は、少なくとも外輪の側面のうち、最も径方向の内側にシャフトの軸方向に対向する位置まで延在し、対向面には、第１給油溝に対してシャフトの周方向に連続し、対向面において外輪の側面に最も近接する対向部を備えてもよい。
　軸受孔の内周面に形成され、ダンパ部に対向し、第１給油溝までシャフトの軸方向に延在する第２給油溝を備えてもよい。
　軸受孔の内周面において、タービンインペラ側に設けられた転がり軸受に向って開口する第１油路と、軸受孔の内周面において、コンプレッサインペラ側に設けられた転がり軸受に向って開口する第２油路と、軸受孔の内周面のうち、第１油路と第２油路の間に開口する第３油路と、を備えてもよい。
　一対の転がり軸受は、アンギュラベアリングであって、正面組み合わせとなっていてもよい。
　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、上記軸受構造を備える。
　本開示によれば、タービン側に設けられた転がり軸受の冷却性能を向上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の二点鎖線部分を抽出した図である。 図３は、図２のＩＩＩ－ＩＩＩ線断面図である。 図４は、軸受構造の断面図である。
　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を備えて構成される。過給機本体１は、ベアリングハウジング２０を備える。ベアリングハウジング２０の左側には、締結機構２によってタービンハウジング３が連結される。ベアリングハウジング２０の右側には、締結ボルト４によってコンプレッサハウジング５が連結される。
　ベアリングハウジング２０の外周面には、突起２１が設けられている。突起２１は、タービンハウジング３側に設けられる。突起２１は、ベアリングハウジング２０の径方向に突出する。タービンハウジング３の外周面には、突起３ａが設けられている。突起３ａは、ベアリングハウジング２０側に設けられる。突起３ａは、タービンハウジング３の径方向に突出する。突起２１、３ａは、締結機構２によってバンド締結される。締結機構２は、例えば、突起２１、３ａを挟持するＧカップリングで構成される。
　ベアリングハウジング２０には、軸受孔２２が形成されている。軸受孔２２は、過給機ＴＣの左右方向に貫通する。軸受孔２２に一対の転がり軸受６が設けられる。転がり軸受６によって、シャフト７が回転自在に軸支される。シャフト７の左端部にはタービンインペラ８が設けられている。タービンインペラ８は、タービンハウジング３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９が設けられている。コンプレッサインペラ９は、コンプレッサハウジング５に回転自在に収容されている。
　コンプレッサハウジング５には、吸気口１０が形成されている。吸気口１０は、過給機ＴＣの右側に開口する。吸気口１０は、不図示のエアクリーナに接続される。締結ボルト４によってベアリングハウジング２０とコンプレッサハウジング５が連結された状態では、ディフューザ流路１１が形成される。ディフューザ流路１１は、空気を昇圧する。ディフューザ流路１１は、シャフト７の径方向（以下、単に径方向という）の内側から外側に向けて環状に形成される。ディフューザ流路１１は、径方向の内側において、コンプレッサインペラ９を介して吸気口１０に連通している。
　コンプレッサハウジング５の内部には、コンプレッサスクロール流路１２が形成される。コンプレッサスクロール流路１２は環状である。コンプレッサスクロール流路１２は、コンプレッサインペラ９よりも径方向の外側に位置する。コンプレッサスクロール流路１２は、不図示のエンジンの吸気口と連通する。コンプレッサスクロール流路１２は、ディフューザ流路１１にも連通している。コンプレッサインペラ９が回転すると、吸気口１０からコンプレッサハウジング５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９の翼間を流通する過程において、遠心力の作用により増速される。増速された空気は、ディフューザ流路１１およびコンプレッサスクロール流路１２で昇圧される。昇圧された空気は、不図示の吐出口から流出し、エンジンの吸気口に導かれる。
　タービンハウジング３には、吐出口１３が形成されている。吐出口１３は、過給機ＴＣの左側に開口する。吐出口１３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３には、流路１４と、タービンスクロール流路１５とが設けられている。タービンスクロール流路１５は環状である。タービンスクロール流路１５は、タービンインペラ８よりも径方向の外側に位置する。流路１４は、タービンインペラ８とタービンスクロール流路１５との間に位置する。
　タービンスクロール流路１５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。タービンスクロール流路１５は、流路１４にも連通している。ガス流入口からタービンスクロール流路１５に導かれた排気ガスは、流路１４およびタービンインペラ８の翼間を介して吐出口１３に導かれる。吐出口１３に導かれる排気ガスは、その流通過程においてタービンインペラ８を回転させる。
　タービンインペラ８の回転力は、シャフト７を介してコンプレッサインペラ９に伝達される。コンプレッサインペラ９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の二点鎖線部分を抽出した図である。図２に示すように、過給機ＴＣは、軸受構造Ｓを有している。軸受構造Ｓにおいて、ベアリングハウジング２０には、分岐元油路２３が形成される。分岐元油路２３は、シャフト７の軸方向（回転軸方向。以下、単に軸方向という。）に延在する。分岐元油路２３は、軸受孔２２と大凡平行に延在する。分岐元油路２３は、軸受孔２２よりも鉛直上側に位置する。
　軸受孔２２および分岐元油路２３は、ベアリングハウジング２０の開口面２４に開口する。開口面２４は、例えば、軸方向に垂直に延在する。開口面２４には、シールプレート４０が取り付けられる。シールプレート４０は大凡環状である。シールプレート４０は、分岐元油路２３の開口を閉塞する。シールプレート４０の内径は、軸受孔２２の内径よりも小さい。シールプレート４０のうち、径方向の内側の一部は、軸受孔２２より径方向の内側に突出する。
　分岐元油路２３には、貫通孔２５が開口する。貫通孔２５は、ベアリングハウジング２０に形成される。貫通孔２５は、ベアリングハウジング２０の外部から分岐元油路２３まで延在する。不図示のオイルポンプから送出されたオイルは、貫通孔２５から分岐元油路２３に供給される。
　ベアリングハウジング２０には、第１油路２６、第２油路２７、第３油路２８が形成される。第１油路２６、第２油路２７、第３油路２８は、分岐元油路２３に開口する。第１油路２６、第２油路２７、第３油路２８は、軸受孔２２の内周面にも開口する。第１油路２６、第２油路２７、第３油路２８は、分岐元油路２３と軸受孔２２を連通する。
　第１油路２６は、第２油路２７より、図２中、左側（タービンインペラ８側、後述するタービン側軸受５０側）に設けられる。第３油路２８は、第１油路２６と第２油路２７との間に設けられる。第３油路２８は、軸受孔２２の内周面のうち、第１油路２６と第２油路２７との間に開口する。
　ベアリングハウジング２０の下壁部２９には、排油孔２９ａが形成される。下壁部２９は、軸受孔２２に対して、図２中、下側（鉛直下側）に位置する。下壁部２９は、軸受孔２２の（内周面の）一部を形成する。排油孔２９ａは、下壁部２９を、軸方向に垂直な方向に貫通する。排油孔２９ａは、軸受孔２２の内周面に開口する。排油孔２９ａの軸方向の位置は、例えば、第１油路２６と第２油路２７との間（一対の転がり軸受６の間）である。
　ベアリングハウジング２０には、側壁部３０が形成される。側壁部３０は、軸受孔２２の内周面から径方向の内側に突出する。側壁部３０は環状である。側壁部３０のうち、図２中、右側（コンプレッサインペラ９側）の端面３１（対向面）は、例えば、径方向に延在する。側壁部３０は、ベアリングハウジング２０に一体成形される。ただし、側壁部３０は、ベアリングハウジング２０と別部材であって、ベアリングハウジング２０に取り付けられてもよい。
　また、軸受孔２２には、シャフト７が挿通される。シャフト７は、大径部７ａ、中径部７ｂ、小径部７ｃを有する。中径部７ｂの外径は、大径部７ａの外径よりも小さい。中径部７ｂは、大径部７ａに対して、図２中、右側（コンプレッサインペラ９側）に位置する。小径部７ｃの外径は、中径部７ｂの外径よりも小さい。小径部７ｃは、中径部７ｂに対して、コンプレッサインペラ９側に位置する。中径部７ｂの軸方向の位置は、側壁部３０とシールプレート４０との間である。
　シャフト７には、第１段差面７ｄ、第２段差面７ｅが形成される。第１段差面７ｄは、大径部７ａの外周面から中径部７ｂの外周面まで径方向に延在する。第２段差面７ｅは、中径部７ｂの外周面から小径部７ｃの外周面まで径方向に延在する。大径部７ａの外周面のうち、中径部７ｂ側にはテーパ面７ａ１が形成される。テーパ面７ａ１の外径は、中径部７ｂに向うほど小さくなる。テーパ面７ａ１の外径が最も小さい部分が第１段差面７ｄに連続する。
　軸受孔２２には、転がり軸受６が配される。転がり軸受６は、軸受孔２２に２つ設けられている。２つの転がり軸受６は、軸方向に離隔している。以下、２つの転がり軸受６を区別するとき、図２中、左側（タービンインペラ８側）の転がり軸受６は、タービン側軸受５０と称される。図２中、右側（コンプレッサインペラ９側）の転がり軸受６は、コンプレッサ側軸受６０と称される。
　タービン側軸受５０は、内輪５１と、外輪５２と、転動体５３と、保持器５４とを備える。内輪５１は、シャフト７の中径部７ｂの外周面に取り付けられる。内輪５１は、シャフト７と一体回転する。外輪５２は、内輪５１に対して径方向の外側に設けられる。外輪５２は、軸受孔２２の内周面と対向する。外輪５２と内輪５１の間には、複数の転動体５３が配される。保持器５４は、複数の転動体５３を保持する。
　同様に、コンプレッサ側軸受６０は、内輪６１と、外輪６２と、転動体６３と、保持器６４とを備える。内輪６１は、シャフト７の中径部７ｂの外周面に取り付けられる。内輪６１は、シャフト７と一体回転する。外輪６２は、内輪６１に対して径方向の外側に設けられる。外輪６２は、軸受孔２２の内周面と対向する。外輪６２と内輪６１の間には、複数の転動体６３が配される。保持器６４は、複数の転動体６３を保持する。
　転がり軸受６は、例えば、アンギュラベアリングである。図２中、破線で示す結線は、転がり軸受６の外輪５２、６２が転動体５３、６３と最も接近する（または当接する）位置と、内輪５１、６１が転動体５３、６３と最も接近する（または当接する）位置とを結ぶ。結線は、転がり軸受６の接触角を示す。結線は、シャフト７の軸方向に垂直な面に対して傾斜している。タービン側軸受５０の結線は、径方向の外側ほど、コンプレッサ側軸受６０から離れる方向に傾斜している。コンプレッサ側軸受６０の結線は、径方向の外側ほど、タービン側軸受５０から離れる方向に傾斜している。
　タービン側軸受５０の内輪５１のうち、大径部７ａ側の外側面５１ａの肉厚は、コンプレッサ側軸受６０側の内側面５１ｂの肉厚よりも小さい。コンプレッサ側軸受６０の内輪６１のうち、シールプレート４０側の外側面６１ａの肉厚は、タービン側軸受５０側の内側面６１ｂの肉厚よりも小さい。ただし、外側面５１ａ、６１ａの肉厚は、内側面５１ｂ、６１ｂの肉厚よりも大きくてもよいし、内側面５１ｂ、６１ｂの肉厚と等しくてもよい。
　タービン側軸受５０の外輪５２のうち、側壁部３０側の外側面５２ａ（側面）の肉厚は、コンプレッサ側軸受６０側の内側面５２ｂの肉厚と大凡等しい。外輪６２のうち、シールプレート４０側の外側面６２ａの肉厚は、タービン側軸受５０側の内側面６２ｂの肉厚と大凡等しい。ただし、外側面５２ａ、６２ａの肉厚は、内側面５２ｂ、６２ｂの肉厚より大きくてもよいし、小さくてもよい。
　タービン側軸受５０の内輪５１（外側面５１ａ）は、第１段差面７ｄに当接する。内輪５１は、第１段差面７ｄに対し、図２中、右側（コンプレッサインペラ９側）から当接する。第１段差面７ｄの外径は、内輪５１の外側面５１ａの外径と大凡等しい。ただし、第１段差面７ｄの外径は、外側面５１ａの外径より大きくてもよいし、小さくてもよい。
　タービン側軸受５０の外輪５２（外側面５２ａ）は、側壁部３０の端面３１に対し、軸方向に対向する。端面３１は、外輪５２の外側面５２ａに対し、図２中、左側（タービンインペラ８側）から対向する。
　内輪５１および内輪６１の間には、スペーサ７０が設けられる。スペーサ７０は環状である。スペーサ７０には、シャフト７が挿通される。スペーサ７０は、内輪５１の内側面５１ｂ、および、内輪６１の内側面６１ｂに軸方向に対向する。スペーサ７０の外径は、内輪５１、６１の内側面５１ｂ、６１ｂの外径と大凡等しい。ただし、スペーサ７０の外径は、内輪５１、６１の内側面５１ｂ、６１ｂの外径より大きくてもよいし、小さくてもよい。また、スペーサ７０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の小径部７ｃには、油切り部材８０が取り付けられる。油切り部材８０は、コンプレッサ側軸受６０を潤滑した後のオイルを径方向の外側に飛散させる。油切り部材８０の挿通部８１は、シールプレート４０に挿通される。シールプレート４０は、挿通部８１に対して径方向の外側に位置する。シールプレート４０は、外輪６２（外側面６２ａ）に対して軸方向に対向する。
　挿通部８１の外径は、コンプレッサ側軸受６０の内輪６１における外側面６１ａの外径よりも大きい。ただし、挿通部８１の外径は、少なくとも外側面６１ａの内径よりも大きければよい。挿通部８１は、外側面６１ａに当接する。内輪６１は、挿通部８１に対し、図２中、左側（タービンインペラ８側）から当接する。
　タービン側軸受５０（内輪５１）、スペーサ７０、コンプレッサ側軸受６０（内輪６１）、油切り部材８０、コンプレッサインペラ９は、シャフト７のコンプレッサインペラ９側の端部から、タービン側軸受５０、スペーサ７０、コンプレッサ側軸受６０、油切り部材８０、コンプレッサインペラ９の順にシャフト７に取り付けられる。シャフト７のコンプレッサインペラ９側の端部に締結ボルトが締結される。これらの部材に、軸方向に圧縮応力（軸力）が作用する。タービン側軸受５０、スペーサ７０、コンプレッサ側軸受６０、油切り部材８０、コンプレッサインペラ９は、シャフト７と一体回転する。
　タービン側軸受５０の外輪５２の外周面５２ｃには、ダンパ部５５が設けられる。ダンパ部５５は、環状溝５５ａ、内側平行面５５ｂ、外側平行面５５ｃ、切り欠き部５５ｄを有する。環状溝５５ａ、内側平行面５５ｂ、外側平行面５５ｃ、切り欠き部５５ｄは、環状である。環状溝５５ａによって外周面５２ｃが、軸方向に分割される。環状溝５５ａよりもコンプレッサ側軸受６０側の面が内側平行面５５ｂである。環状溝５５ａよりも側壁部３０側の面が外側平行面５５ｃである。切り欠き部５５ｄは、外側平行面５５ｃの側壁部３０側に形成される。切り欠き部５５ｄの分、外側平行面５５ｃは、内側平行面５５ｂよりも軸方向に短い。
　第１油路２６は、軸受孔２２の内周面において、タービン側軸受５０に向って開口する。第１油路２６は、環状溝５５ａの径方向の外側に対向する。第１油路２６から環状溝５５ａにオイルが供給される。オイルは、環状溝５５ａの全周に行き渡る。オイルは、環状溝５５ａから、内側平行面５５ｂ側、および、外側平行面５５ｃ側に流れる。オイルは、長さの短い外側平行面５５ｃ側に流れ易い。そのため、側壁部３０側の冷却効果が向上する。内側平行面５５ｂ、外側平行面５５ｃと、軸受孔２２の内周面との間のオイルにより、シャフト７の振動が抑制される。
　ここでは、タービン側軸受５０について詳述したが、コンプレッサ側軸受６０についても同様である。外輪６２の外周面６２ｃには、ダンパ部６５が設けられる。ダンパ部６５は、環状溝６５ａ、内側平行面６５ｂ、外側平行面６５ｃ、切り欠き部６５ｄを有する。第２油路２７は、軸受孔２２の内周面において、コンプレッサ側軸受６０に向かって開口する。第２油路２７は、環状溝６５ａの径方向の外側に対向する。内側平行面６５ｂ、外側平行面６５ｃと、軸受孔２２の内周面との間のオイルにより、シャフト７の振動が抑制される。
　このように、外輪５２、６２にダンパ部５５、６５が形成される。そのため、タービン側軸受５０、コンプレッサ側軸受６０を保持してダンパ部として機能する支持部材が不要となる。支持部材に対し、外輪５２、６２は軽量であるため、ダンパ機能が向上する。
　ここで示したダンパ部５５、６５の形状は一例に過ぎない。外輪５２、６２と軸受孔２２との間のオイルにより振動が抑制されれば、ダンパ部５５、６５は、どのような形状であってもよい。外輪５２、６２の外周面５２ｃ、６２ｃをダンパ部５５、６５として機能させるため、軸受孔２２側に加工が施されていてもよい。
　内側平行面５５ｂ、６５ｂ、外側平行面５５ｃ、６５ｃ、の軸方向の長さを変更することで、外輪５２、６２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できる。そのため、ダンパ部５５、６５の設計が容易となる。ダンパ部５５、６５を通過したオイルの一部は、タービン側軸受５０、コンプレッサ側軸受６０の転動体５３、６３に供給された後、排油孔２９ａから排出される。
　転がり軸受６は、アンギュラベアリングであるため、シャフト７のスラスト荷重を受ける。シャフト７に対し、図２中、左側にスラスト荷重が作用すると、タービン側軸受５０の外輪５２が側壁部３０を押圧する。シャフト７に対し、図２中、右側にスラスト荷重が作用すると、コンプレッサ側軸受６０の外輪６２がシールプレート４０を押圧する。スラスト荷重によるシャフト７の移動は、側壁部３０、シールプレート４０によって止められる。
　外輪５２、６２に対して回転止めは設けられていない。外輪５２、６２は、側壁部３０、シールプレート４０を押圧していないとき、ベアリングハウジング２０（軸受孔２２）に対して、シャフト７の周方向に相対回転可能（回転自在）である。シャフト７が回転すると、内輪５１、６１は、シャフト７と一体回転する。転動体５３、６３は、内輪５１、６１の回転に伴って回転する。転動体５３、６３は、内輪５１、６１の周方向に移動する。外輪５２、６２は、転動体５３、６３の回転および移動に伴って、あるいは、オイルの流れに伴って、シャフト７の周方向に回転する。外輪５２の回転速度は、内輪５１の回転速度よりも遅い。外輪５２、６２を相対回転可能に配設することで、振動抑制効果が向上する。
　一対の転がり軸受６は、正面組合せである。そのため、外輪５２と外輪６２との間にスペーサ（外輪間座）が不要である。外輪５２、６２には与圧がかけられない。そのため、外輪５２、６２が回転し易い。その結果、ダンパ部５５、６５の振動抑制効果が向上する。
　軸受構造Ｓのうち、図２中、左側（タービンインペラ８側、タービン側軸受５０側）は、右側（コンプレッサインペラ９側、コンプレッサ側軸受６０側）に対して高温になり易い。そこで、第３油路２８が設けられる。第３油路２８の延長上には、シャフト７、シャフト７と一体回転するスペーサ７０、内輪５１が位置する。
　シャフト７、シャフト７と一体回転するスペーサ７０、内輪５１を介して、軸受構造Ｓのうち、高温になり易い部位が効率的に冷却される。特に、転がり軸受６では、潤滑に要するオイル量が少なく、タービン側軸受５０に多量のオイルを供給すると、単に機械損失となってしまう。第３油路２８を設けることで、タービン側軸受５０へのオイル供給量を増やし過ぎることなく、高温部の冷却効果を向上することができる。また、転がり軸受６に供給されたオイルは昇温されてしまう。第３油路２８を設けることで、分岐元油路２３の低温のオイルによって、高温部を効率的に冷却できる。
　仮に、外輪５２と外輪６２との間にスペーサが設けられる場合、第３油路２８にスペーサが対向する。第３油路２８から高温部にオイルを供給するには、スペーサが邪魔になってしまう。一対の転がり軸受６が正面組み合わせであることから、スペーサが不要となる。その結果、第３油路２８から高温部に、オイルを容易に供給することが可能となる。
　図３は、図２のＩＩＩ－ＩＩＩ線断面図である。図３では、ベアリングハウジング２０のみを示す。図３中、後述する第１給油溝３１ａを目の粗いクロスハッチングで示し、第２給油溝２２ａを目の細かいクロスハッチングで示す。図３に示すように、第１油路２６は、軸方向から見たとき、大凡三日月形状となっている。第１油路２６は、軸受孔２２の内周面から径方向の外側に延在する。第１油路２６の内周面の曲率半径は、軸受孔２２の内径よりも小さい。
　ベアリングハウジング２０の側壁部３０のうち、タービン側軸受５０側（図３中、紙面手前側）の端面３１には、第１給油溝３１ａが形成される。第１給油溝３１ａは、例えば、径方向に延在する。第１給油溝３１ａは、軸受孔２２の中心から分岐元油路２３の中心まで繋いだ結線に対して、所定角度α分だけ回転した位置に形成される。シャフト７の回転方向が、図３中、時計回り方向である場合、第１給油溝３１ａは、結線に対してシャフト７の回転方向の前方側に位置する。また、シャフト７の回転方向が、図３中、反時計回り方向である場合、第１給油溝３１ａは、結線に対してシャフト７の回転方向の後方側に位置する。図３における上下方向が鉛直方向とすると、第１給油溝３１ａは、軸受孔２２の中心を通る鉛直面に対して、シャフト７の周方向に所定角度α分だけ回転した位置に形成される。
　後述する第２給油溝２２ａの位相は、第１給油溝３１ａの位相に合わせて形成される。上記結線に対して第１給油溝３１ａの位相をずらすことで、第２給油溝２２ａと分岐元油路２３との間の壁部の肉厚が十分確保される。ただし、この壁部の強度が不足しなければ、第１給油溝３１ａおよび第２給油溝２２ａは、上記の鉛直面を中心として形成されてもよい。また、上記の第１油路２６は、環状に形成されてもよい。この場合、第１給油溝３１ａ、第２給油溝２２ａは、シャフト７の周方向のいずれの位置に形成されてもよい。
　第１給油溝３１ａは、例えば、直径が側壁部３０の内径よりも小さい工具により、軸受孔２２の中心側から切削加工されることで形成される。ただし、他の手段で第１給油溝３１ａが形成されてもよい。
　側壁部３０の端面３１には、対向部３１ｂが形成される。対向部３１ｂは、第１給油溝３１ａに対してシャフト７の周方向に連続する。対向部３１ｂは、例えば、端面３１のうち、第１給油溝３１ａが形成されていない残りの部位である。端面３１のうち、外側面５２ａに軸方向に対向する部位には、第１給油溝３１ａが形成されていない部分がある。対向部３１ｂは、端面３１において、外輪５２の外側面５２ａに最も近接する。
　上記のように、スラスト荷重によって、外輪５２は、端面３１を押圧する。対向部３１ｂが形成されていないと、外輪５２は、第１給油溝３１ａの底面に当接してしまう。その結果、第１給油溝３１ａが外輪５２で閉塞されてしまう。対向部３１ｂを設けることで、対向部３１ｂによって外輪５２の軸方向の位置決めがなされる。
　対向部３１ｂは、シャフト７の周方向に、全周の大凡１／８程度（半分以下、１／４以下）に亘って延在する。そのため、端面３１に外輪５２が押し当てられても、外輪５２が傾斜し難い。
　図４は、軸受構造Ｓの断面図である。図４では、軸受構造Ｓのうち、図３のＩＶ－ＩＶ線の位置の断面を示す。すなわち、図４中、シャフト７の中心軸よりも上側は、図３に示すように、所定角度α分だけ、シャフト７の周方向の位相をずらした断面となっている。
　図４に示すように、第１給油溝３１ａは、少なくともダンパ部５５および外輪５２の外側面５２ａに対向する。ここでは、第１給油溝３１ａは、最も径方向の外側の部位が、軸受孔２２の内周面に連続する。第１給油溝３１ａの最も径方向の外側の部位は、外輪５２のダンパ部５５と面一、あるいは、ダンパ部５５よりも径方向の外側に位置する。第１給油溝３１ａは、少なくとも外輪５２の外側面５２ａのうち、最も径方向の内側の部位に軸方向に対向する位置まで延在する。第１給油溝３１ａは、外輪５２よりも径方向の内側まで延在する。第１給油溝３１ａは、端面３１のうち、最も径方向の内側の端部まで延在する。ただし、外側面５２ａに対して、第１給油溝３１ａの一部が軸方向に対向すればよい。
　第１給油溝３１ａを設けることで、ダンパ部５５から外側面５２ａ側に流れるオイルの油量が増加する。高温部の冷却効果が向上する。オイルは、第１給油溝３１ａの深さ分だけ、軸方向にタービンインペラ８側を流れる。そのため、冷却効果が向上する。
　軸受孔２２の内周面には、第２給油溝２２ａが形成される。第２給油溝２２ａは、ダンパ部５５のうち、外側平行面５５ｃおよび切り欠き部５５ｄに対向する。第２給油溝２２ａは、外側平行面５５ｃの径方向の外側に位置する。第２給油溝２２ａは、第１油路２６から第１給油溝３１ａまで軸方向に延在する。ただし、第２給油溝２２ａは、少なくとも第１給油溝３１ａまで延在すればよく、第１油路２６から軸方向に離隔していてもよい。
　第２給油溝２２ａを設けることで、ダンパ部５５から外側面５２ａ側に流れるオイルの油量が増加する。高温部の冷却効果が向上する。また、外輪５２が回転することで、オイルが軸受孔２２の内周面全体に行きわたり易い。そのため、軸受孔２２の内周面全体が冷却される。
　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、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。
　上述した実施形態では、転がり軸受６は、軸受孔２２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。ただし、転がり軸受６は３つ以上配されてもよい。
　上述した実施形態では、タービン側軸受５０側にのみ第１給油溝３１ａ、第２給油溝２２ａが形成される場合について説明した。ただし、コンプレッサ側軸受６０側にも、同様の第１給油溝３１ａ、第２給油溝２２ａが形成されてもよい。
　上述した実施形態では、外輪５２、６２は、軸受孔２２が形成されたベアリングハウジング２０に対して回転自在である場合について説明した。ただし、外輪５２、６２は、ダンパ部５５、６５を有していれば、回転方向の移動が規制されてもよい。
　上述した実施形態では、側壁部３０の端面３１に対向部３１ｂが形成される場合について説明した。ただし、対向部３１ｂは必須の構成ではない。
　上述した実施形態では、軸受孔２２の内周面に第２給油溝２２ａが形成される場合について説明した。ただし、第２給油溝２２ａは必須の構成ではない。
　上述した実施形態では、ベアリングハウジング２０に、第１油路２６、第２油路２７に加えて、第３油路２８が形成される場合について説明した。ただし、第３油路２８は必須の構成ではない。
　上述した実施形態では、一対の転がり軸受６は、アンギュラベアリングであって、正面組み合わせとなっている場合について説明した。ただし、転がり軸受６は、アンギュラベアリング以外の転がり軸受（例えば、深溝玉軸受、自動調心玉軸受）であってもよい。また、一対の転がり軸受６は、背面組み合わせであってもよい。
　本開示は、軸受構造および過給機に利用することができる。
６：転がり軸受　７：シャフト　８：タービンインペラ　９：コンプレッサインペラ　２０：ベアリングハウジング　２２：軸受孔　２２ａ：第２給油溝　２６：第１油路　２７：第２油路　２８：第３油路　３１：端面（対向面）　３１ａ：第１給油溝　３１ｂ：対向部　５０：タービン側軸受（転がり軸受）　５１：内輪　５２：外輪　５２ａ：外側面（側面）　５５：ダンパ部　６０：コンプレッサ側軸受（転がり軸受）　６１：内輪　６２：外輪　６５：ダンパ部　Ｓ：軸受構造　ＴＣ：過給機

Claims (7)

  1. 　タービンインペラが設けられたシャフトと、
    　軸受孔に収容され、前記シャフトに設けられる内輪、および、外周にダンパ部が形成される外輪を有する一対の転がり軸受と、
    　前記タービンインペラ側に設けられた前記転がり軸受の外輪の側面に対し、前記タービンインペラ側から対向する対向面と、
    　前記対向面に形成され、少なくとも前記ダンパ部および前記外輪の側面に対向する第１給油溝と、
    を備える軸受構造。
  2. 　前記外輪は、前記軸受孔が形成されたベアリングハウジングに対して回転自在である請求項１に記載の軸受構造。
  3. 　前記第１給油溝は、少なくとも前記外輪の側面のうち、最も径方向の内側に前記シャフトの軸方向に対向する位置まで延在し、
    　前記対向面は、前記第１給油溝に対して前記シャフトの周方向に連続し、前記対向面において前記外輪の側面に最も近接する対向部
    を備える請求項１または２に記載の軸受構造。
  4. 　前記軸受孔の内周面に形成され、前記ダンパ部に対向し、前記第１給油溝まで前記シャフトの軸方向に延在する第２給油溝
    を備える請求項１から３のいずれか１項に記載の軸受構造。
  5. 　前記軸受孔の内周面において、前記タービンインペラ側に設けられた前記転がり軸受に向って開口する第１油路と、
    　前記軸受孔の内周面において、コンプレッサインペラ側に設けられた前記転がり軸受に向って開口する第２油路と、
    　前記軸受孔の内周面のうち、前記第１油路と前記第２油路の間に開口する第３油路と、
    を備える請求項１から４のいずれか１項に記載の軸受構造。
  6. 　前記一対の転がり軸受は、アンギュラベアリングであって、正面組み合わせとなっている請求項５に記載の軸受構造。
  7. 　請求項１から６のいずれか１項に記載の前記軸受構造を備える過給機。
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Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2022224492A1 (ja) * 2021-04-23 2022-10-27 株式会社Ihi 過給機
WO2022224491A1 (ja) * 2021-04-23 2022-10-27 株式会社Ihi 過給機
JP7373050B2 (ja) 2020-02-20 2023-11-01 三菱重工エンジン＆ターボチャージャ株式会社 ターボチャージャ

Families Citing this family (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US11846294B1 (en) * 2022-05-24 2023-12-19 Borgwarner Inc. Bearing housing assembly for a turbocharger

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2015060304A1 (ja) * 2013-10-22 2015-04-30 Ntn株式会社 ターボチャージャ用軸受装置、およびターボチャージャ用軸受装置の製造方法
WO2017006865A1 (ja) * 2015-07-09 2017-01-12 株式会社Ihi 軸受構造、および、過給機
JP2017015148A (ja) * 2015-06-30 2017-01-19 日本精工株式会社 複列玉軸受
WO2017082166A1 (ja) * 2015-11-13 2017-05-18 株式会社Ihi 軸受構造、および、過給機

Family Cites Families (20)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3698777A (en) * 1970-12-08 1972-10-17 Timken Co Tapered roller bearing with minimum heat generating characteristics
JPS6043137U (ja) * 1983-09-01 1985-03-27 石川島播磨重工業株式会社 過給機軸受の給油装置
JPH01127939U (ja) 1988-02-25 1989-08-31
JP2530995Y2 (ja) 1991-07-29 1997-04-02 石川島播磨重工業株式会社 玉軸受過給機
JPH06101494A (ja) * 1992-09-18 1994-04-12 Ishikawajima Harima Heavy Ind Co Ltd シーケンシャルターボ用セカンダリーターボチャージャ
JPH09294351A (ja) * 1996-03-01 1997-11-11 Meidensha Corp ホットローラー用電動機の冷却構造及び冷却・ダンパ構造
US6478553B1 (en) * 2001-04-24 2002-11-12 General Motors Corporation High thrust turbocharger rotor with ball bearings
JP2005171796A (ja) 2003-12-09 2005-06-30 Koyo Seiko Co Ltd ターボチャージャ用軸受装置
JP2006118526A (ja) * 2004-10-19 2006-05-11 Ntn Corp 転がり軸受の潤滑装置
JP2007056976A (ja) * 2005-08-24 2007-03-08 Ishikawajima Harima Heavy Ind Co Ltd 軸受のダンパ要素及びその製造方法、並びにガスタービンエンジン
JP5157501B2 (ja) 2008-02-06 2013-03-06 株式会社Ｉｈｉ 冷凍機
JP6168739B2 (ja) 2012-07-18 2017-07-26 株式会社ジェイテクト ターボチャージャ用軸受装置
CN104420899B (zh) * 2013-08-30 2016-06-15 株式会社Ihi 转子轴支承结构以及增压器
JP6288267B2 (ja) * 2014-06-02 2018-03-07 株式会社Ihi 軸受構造、および、過給機
CN108291482B (zh) * 2015-12-04 2020-07-17 三菱重工发动机和增压器株式会社 涡轮增压器、发动机系统
DE102016211569A1 (de) * 2016-06-28 2017-12-28 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Lageranordnung für einen Turbolader
JP2018123780A (ja) * 2017-02-02 2018-08-09 Ntn株式会社 ターボチャージャ用軸受装置
DE102017106478B4 (de) * 2017-03-27 2021-01-14 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Lageraußenring für ein Radialwälzlager sowie Radialwälzlager
DE102017126005A1 (de) * 2017-09-22 2019-03-28 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Lagereinheit
WO2019135326A1 (ja) 2018-01-04 2019-07-11 株式会社Ihi 過給機

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2015060304A1 (ja) * 2013-10-22 2015-04-30 Ntn株式会社 ターボチャージャ用軸受装置、およびターボチャージャ用軸受装置の製造方法
JP2017015148A (ja) * 2015-06-30 2017-01-19 日本精工株式会社 複列玉軸受
WO2017006865A1 (ja) * 2015-07-09 2017-01-12 株式会社Ihi 軸受構造、および、過給機
WO2017082166A1 (ja) * 2015-11-13 2017-05-18 株式会社Ihi 軸受構造、および、過給機

Cited By (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP7373050B2 (ja) 2020-02-20 2023-11-01 三菱重工エンジン＆ターボチャージャ株式会社 ターボチャージャ
WO2022224492A1 (ja) * 2021-04-23 2022-10-27 株式会社Ihi 過給機
WO2022224491A1 (ja) * 2021-04-23 2022-10-27 株式会社Ihi 過給機
DE112021006868T5 (de) 2021-04-23 2023-11-09 Ihi Corporation Turbolader
JP7460018B2 (ja) 2021-04-23 2024-04-02 株式会社Ihi 過給機

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