WO2021205686A1 - 多円弧軸受 - Google Patents

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WO2021205686A1
WO2021205686A1 PCT/JP2020/042658 JP2020042658W WO2021205686A1 WO 2021205686 A1 WO2021205686 A1 WO 2021205686A1 JP 2020042658 W JP2020042658 W JP 2020042658W WO 2021205686 A1 WO2021205686 A1 WO 2021205686A1
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shaft
bearing
radius
main body
curvature
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寛 采浦
俊輔 西井
寛己 望月
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株式会社Ihi
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Publication date
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    • F16C33/1085—Channels or passages to recirculate the liquid in the bearing

Definitions

  • Patent Document 1 discloses a multi-arc bearing having a plurality of (specifically, three) arc surfaces.
  • the multi-arc bearing pivotally supports the shaft.
  • a plurality of arcuate surfaces are formed in a region to be a radial bearing surface of a multi-arc bearing.
  • An object of the present disclosure is to provide a multi-arc bearing capable of improving the permissible rotation speed of the shaft.
  • the multi-arc bearings of the present disclosure are formed on an annular main body through which a shaft is inserted and an inner peripheral surface of the main body, have different centers of curvature, and are adjacent to each other in the circumferential direction of the main body.
  • the minimum distance between the central axis of the shaft and the arc surface, the radius of curvature of the arc surface, and the radius of the shaft are represented by the following equations (1) and (2).
  • a radial bearing surface that satisfies the above relationship is provided.
  • Ra Minimum distance between the central axis of the shaft and the arc surface
  • Rb Radius of curvature of the arc surface
  • Rs Radius of the shaft
  • the minimum distance between the central axis of the shaft and the arcuate surface, the radius of curvature of the arcuate surface, and the radius of the shaft may satisfy the relationship expressed by the following equation (3). (Rb-Ra) /0.85 ⁇ (Rb-Rs) ⁇ (Rb-Ra) /0.75 ... (3)
  • FIG. 1 is a schematic cross-sectional view of the turbocharger.
  • FIG. 2 is a diagram in which the alternate long and short dash line portion of FIG. 1 is extracted.
  • FIG. 3 is an explanatory diagram for explaining the shape of the radial bearing surface of the present embodiment.
  • FIG. 4 is a diagram showing the relationship between the preload coefficient and the permissible rotation speed ratio.
  • FIG. 5 is a diagram showing the relationship between the preload coefficient and the loss ratio.
  • FIG. 1 is a schematic cross-sectional view of the turbocharger TC.
  • the direction of arrow L shown in FIG. 1 will be described as the left side of the turbocharger TC.
  • the arrow R direction shown in FIG. 1 will be described as the right side of the turbocharger TC.
  • the supercharger TC includes a supercharger main body 1.
  • the turbocharger main body 1 includes a bearing housing 3, a turbine housing 5, and a compressor housing 7.
  • the turbine housing 5 is connected to the left side of the bearing housing 3 by a fastening mechanism 9.
  • the compressor housing 7 is connected to the right side of the bearing housing 3 by a fastening bolt 11.
  • a protrusion 3a is provided on the outer peripheral surface of the bearing housing 3.
  • the protrusion 3a is provided on the turbine housing 5 side.
  • the protrusion 3a projects in the radial direction of the bearing housing 3.
  • a protrusion 5a is provided on the outer peripheral surface of the turbine housing 5.
  • the protrusion 5a is provided on the bearing housing 3 side.
  • the protrusion 5a projects in the radial direction of the turbine housing 5.
  • the bearing housing 3 and the turbine housing 5 are band-fastened by the fastening mechanism 9.
  • the fastening mechanism 9 is, for example, a G coupling.
  • the fastening mechanism 9 sandwiches the protrusion 3a and the protrusion 5a.
  • a bearing hole 3b is formed in the bearing housing 3.
  • the bearing hole 3b penetrates the supercharger TC in the left-right direction.
  • a semi-floating bearing 13 is arranged in the bearing hole 3b.
  • the semi-floating bearing 13 rotatably supports the shaft 15.
  • a turbine impeller 17 is provided at the left end of the shaft 15.
  • the turbine impeller 17 is rotatably housed in the turbine housing 5.
  • a compressor impeller 19 is provided at the right end of the shaft 15.
  • the compressor impeller 19 is rotatably housed in the compressor housing 7.
  • An intake port 21 is formed in the compressor housing 7.
  • the intake port 21 opens on the right side of the turbocharger TC.
  • the intake port 21 is connected to an air cleaner (not shown).
  • the diffuser flow path 23 is formed by the facing surfaces of the bearing housing 3 and the compressor housing 7.
  • the diffuser flow path 23 boosts air.
  • the diffuser flow path 23 is formed in an annular shape.
  • the diffuser flow path 23 communicates with the intake port 21 via the compressor impeller 19 on the inner side in the radial direction.
  • the compressor housing 7 is provided with a compressor scroll flow path 25.
  • the compressor scroll flow path 25 is formed in an annular shape.
  • the compressor scroll flow path 25 is located, for example, radially outside the shaft 15 with respect to the diffuser flow path 23.
  • the compressor scroll flow path 25 communicates with the intake port of an engine (not shown) and the diffuser flow path 23.
  • the compressor impeller 19 rotates, air is taken into the compressor housing 7 from the intake port 21.
  • the intake air is pressurized and accelerated in the process of flowing between the blades of the compressor impeller 19.
  • the pressurized and accelerated air is boosted by the diffuser flow path 23 and the compressor scroll flow path 25.
  • the boosted air is guided to the intake port of the engine.
  • a discharge port 27 is formed in the turbine housing 5.
  • the discharge port 27 opens on the left side of the turbocharger TC.
  • the discharge port 27 is connected to an exhaust gas purification device (not shown).
  • a communication passage 29 and a turbine scroll flow path 31 are formed in the turbine housing 5.
  • the turbine scroll flow path 31 is formed in an annular shape.
  • the turbine scroll flow path 31 is located, for example, radially outside the turbine impeller 17 with respect to the communication passage 29.
  • the turbine scroll flow path 31 communicates with a gas inlet (not shown). Exhaust gas discharged from an engine exhaust manifold (not shown) is guided to the gas inlet.
  • the communication passage 29 communicates the turbine scroll flow path 31 and the discharge port 27 via the turbine impeller 17.
  • the exhaust gas guided from the gas inflow port to the turbine scroll flow path 31 is guided to the discharge port 27 via the communication passage 29 and the turbine impeller 17.
  • the exhaust gas guided to the discharge port 27 rotates the turbine impeller 17 in the distribution process.
  • the rotational force of the turbine impeller 17 is transmitted to the compressor impeller 19 via the shaft 15.
  • the compressor impeller 19 rotates, the air is boosted as described above. In this way, air is guided to the intake port of the engine.
  • FIG. 2 is a diagram in which the alternate long and short dash line portion of FIG. 1 is extracted.
  • a bearing structure S is provided inside the bearing housing 3.
  • the bearing structure S includes a bearing hole 3b, a semi-floating bearing 13, and a shaft 15.
  • An oil passage 3c is formed in the bearing housing 3. Lubricating oil is supplied to the oil passage 3c.
  • the oil passage 3c opens (communicates) with the bearing hole 3b.
  • the oil passage 3c guides the lubricating oil to the bearing hole 3b.
  • the lubricating oil flows into the bearing hole 3b from the oil passage 3c.
  • a semi-floating bearing 13 is arranged in the bearing hole 3b.
  • the semi-floating bearing 13 has an annular body 13a.
  • An insertion hole 13b is formed in the main body 13a.
  • the insertion hole 13b penetrates the main body 13a in the axial direction of the shaft 15 (hereinafter, simply referred to as the axial direction).
  • the shaft 15 is inserted into the insertion hole 13b.
  • Two radial bearing surfaces 13d and 13e are formed on the inner peripheral surface 13c of the main body 13a (specifically, the insertion hole 13b).
  • the two radial bearing surfaces 13d and 13e are arranged apart from each other in the axial direction.
  • An oil hole 13f is formed in the main body 13a.
  • the oil hole 13f penetrates from the inner peripheral surface 13c of the main body 13a to the outer peripheral surface 13g.
  • the oil holes 13f are arranged between the two radial bearing surfaces 13d and 13e.
  • the oil hole 13f faces the opening of the oil passage 3c in the radial direction (hereinafter, simply referred to as the radial direction) of the shaft 15 (and the main body 13a).
  • Lubricating oil flows from the outer peripheral surface 13g side of the main body 13a through the oil hole 13f to the inner peripheral surface 13c side.
  • the lubricating oil that has flowed into the inner peripheral surface 13c side of the main body 13a moves between the inner peripheral surface 13c and the shaft 15 along the circumferential direction of the shaft 15. Further, the lubricating oil that has flowed into the inner peripheral surface 13c side of the main body 13a moves between the inner peripheral surface 13c and the shaft 15 along the axial direction of the shaft 15 (left-right direction in FIG. 2).
  • Lubricating oil is supplied to the gap between the shaft 15 and the two radial bearing surfaces 13d and 13e.
  • the shaft 15 is pivotally supported by the oil film pressure of the lubricating oil.
  • the two radial bearing surfaces 13d and 13e receive the radial load of the shaft 15.
  • a through hole 13h is formed in the main body 13a.
  • the through hole 13h penetrates from the inner peripheral surface 13c of the main body 13a to the outer peripheral surface 13g.
  • the through hole 13h is arranged between the two radial bearing surfaces 13d and 13e.
  • the through hole 13h is arranged on the side of the main body 13a opposite to the side on which the oil hole 13f is formed.
  • the present invention is not limited to this, and the position of the through hole 13h may be different from the position of the oil hole 13f in the circumferential direction of the main body 13a.
  • a pin hole 3e is formed in the bearing housing 3.
  • the pin hole 3e is formed at a position of the bearing hole 3b facing the through hole 13h.
  • the pin hole 3e penetrates the wall portion forming the bearing hole 3b.
  • the pin hole 3e communicates the internal space and the external space of the bearing hole 3b.
  • a positioning pin 33 is inserted through the pin hole 3e.
  • the positioning pin 33 is press-fitted into the pin hole 3e.
  • the tip of the positioning pin 33 is inserted into the through hole 13h of the main body 13a.
  • the positioning pin 33 regulates the movement of the main body 13a in the rotational direction and the axial direction.
  • the shaft 15 includes a large diameter portion 15a, a medium diameter portion 15b, and a small diameter portion 15c.
  • the large diameter portion 15a is located closer to the turbine impeller 17 (see FIG. 1) than the main body 13a.
  • the large diameter portion 15a has a cylindrical shape.
  • the outer diameter of the large diameter portion 15a is larger than the inner diameter of the inner peripheral surface 13c (specifically, the radial bearing surface 13d) of the main body 13a.
  • the outer diameter of the large diameter portion 15a is larger than the outer diameter of the outer peripheral surface 13g of the main body 13a.
  • the outer diameter of the large diameter portion 15a may be equal to or smaller than the outer diameter of the outer peripheral surface 13g of the main body 13a.
  • the large diameter portion 15a faces the main body 13a in the axial direction.
  • the large diameter portion 15a has a constant outer diameter. However, the outer diameter of the large diameter portion 15a does not have to be constant.
  • the medium diameter portion 15b is located closer to the compressor impeller 19 (see FIG. 1) than the large diameter portion 15a.
  • the medium diameter portion 15b has a cylindrical shape.
  • the medium diameter portion 15b is inserted into the insertion hole 13b of the main body 13a. Therefore, the medium diameter portion 15b faces the inner peripheral surface 13c of the insertion hole 13b in the radial direction.
  • the medium diameter portion 15b has an outer diameter smaller than that of the large diameter portion 15a.
  • the outer diameter of the medium diameter portion 15b is smaller than the inner diameter of the radial bearing surfaces 13d and 13e of the main body 13a.
  • the middle diameter portion 15b has a constant outer diameter. However, the outer diameter of the middle diameter portion 15b does not have to be constant.
  • the small diameter portion 15c is located closer to the compressor impeller 19 (see FIG. 1) than the medium diameter portion 15b (and the main body 13a).
  • the small diameter portion 15c has a cylindrical shape.
  • the small diameter portion 15c has an outer diameter smaller than that of the middle diameter portion 15b.
  • the small diameter portion 15c has a constant outer diameter. However, the outer diameter of the small diameter portion 15c does not have to be constant.
  • An annular oil draining member 35 is inserted through the small diameter portion 15c.
  • the oil draining member 35 disperses the lubricating oil flowing outward along the shaft 15 toward the compressor impeller 19 in the radial direction. That is, the oil draining member 35 suppresses the leakage of the lubricating oil to the compressor impeller 19 side.
  • the oil draining member 35 has an outer diameter larger than that of the middle diameter portion 15b.
  • the outer diameter of the oil draining member 35 is larger than the inner diameter of the inner peripheral surface 13c (specifically, the radial bearing surface 13e) of the main body 13a.
  • the outer diameter of the oil draining member 35 is smaller than the outer diameter of the outer peripheral surface 13g of the main body 13a.
  • the outer diameter of the oil draining member 35 may be equal to or larger than the outer diameter of the outer peripheral surface 13g of the main body 13a.
  • the oil draining member 35 faces the main body 13a in the axial direction.
  • the main body 13a is axially sandwiched by the oil draining member 35 and the large diameter portion 15a. Lubricating oil is supplied to the gap between the main body 13a and the oil draining member 35. Lubricating oil is supplied to the gap between the main body 13a and the large diameter portion 15a.
  • both end surfaces of the main body 13a in the axial direction are thrust bearing surfaces 13i and 13j that receive a thrust load.
  • Damper portions 13k and 13m are formed on the outer peripheral surface 13g of the main body 13a.
  • the damper portions 13k and 13m are separated from each other in the axial direction.
  • the damper portions 13k and 13m are formed at both ends in the axial direction of the outer peripheral surface 13g.
  • the outer diameters of the damper portions 13k and 13m are larger than the outer diameters of other portions of the outer peripheral surface 13g.
  • Lubricating oil is supplied to the gap between the damper portions 13k and 13m and the inner peripheral surface 3f of the bearing hole 3b. The vibration of the shaft 15 is suppressed by the oil film pressure of the lubricating oil.
  • FIG. 3 is an explanatory diagram for explaining the shape of the radial bearing surface 13d of the present embodiment.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view of a portion of the main body 13a on which the radial bearing surface 13d is formed, perpendicular to the axial direction of the shaft 15 (that is, a cross section perpendicular to the central axis O of the shaft 15 (that is, the central axis of the insertion hole 13b)).
  • the cross-sectional shape of the radial bearing surface 13d will be described.
  • the radial bearing surface 13e has a shape substantially equal to that of the radial bearing surface 13d. Therefore, the description of the shape of the radial bearing surface 13e will be omitted.
  • a plurality of arcuate surfaces 37 and a plurality of axial grooves 39 are formed on the radial bearing surface 13d.
  • the radial bearing surface 13d has four arcuate surfaces 37 and four axial grooves 39.
  • the number of the plurality of arcuate surfaces 37 and the number of the plurality of axial grooves 39 are not limited to this.
  • the number of the plurality of arcuate surfaces 37 may be 2, 3, 5, or 6 or more.
  • the number of the plurality of axial grooves 39 may be 2, 3, 5, or 6 or more.
  • the number of arcuate surfaces 37 and the number of axial grooves 39 are the same. However, the number of arcuate surfaces 37 and the number of axial grooves 39 may be different.
  • the arc surface 37 has the center of curvature A located inside the radial bearing surface 13d (that is, inside the insertion hole 13b).
  • the center of curvature A of the arcuate surface 37 is at a position different from the central axis O of the shaft 15.
  • the centers of curvature A of the plurality of arcuate surfaces 37 are located at different positions from each other.
  • the center of curvature A of the plurality of arcuate surfaces 37 is located at a position radially separated from the central axis O of the shaft 15.
  • the centers of curvature A of the plurality of arcuate surfaces 37 are located on concentric circles centered on the central axis O.
  • the centers of curvature A of the plurality of arcuate surfaces 37 are arranged at equal intervals in the circumferential direction of the main body 13a (hereinafter, simply referred to as the circumferential direction).
  • the plurality of arcuate surfaces 37 are separated from the shaft 15 in the radial direction.
  • the plurality of arcuate surfaces 37 are arranged adjacent to each other in the circumferential direction of the main body 13a (and the radial bearing surface 13d).
  • An axial groove 39 is formed between two adjacent arcuate surfaces 37.
  • the axial groove 39 extends in the axial direction of the shaft 15.
  • the cross section of the axial groove 39 perpendicular to the axial direction is triangular.
  • the present invention is not limited to this, and the cross section of the axial groove 39 perpendicular to the axial direction may be rectangular, semicircular, or polygonal.
  • the axial groove 39 is an end portion of the radial bearing surfaces 13d on the side where the two radial bearing surfaces 13d and 13e (see FIG. 2) are close to each other and the two radial bearing surfaces 13d and 13e are separated from each other. It has been extended to.
  • the axial groove 39 is open to the thrust bearing surface 13i (that is, the axial end surface of the main body 13a).
  • Axial groove 39 allows lubricating oil to flow.
  • the axial groove 39 supplies lubricating oil to the radial bearing surface 13d. Further, the axial groove 39 supplies lubricating oil to the thrust bearing surface 13i.
  • the arcuate surface 37 includes a reduction portion 37a, an intermediate portion 37b, and an expansion portion 37c.
  • the reduction portion 37a is located on the rear side of the arcuate surface 37 in the rotation direction (arrow direction in FIG. 3) of the shaft 15.
  • the intermediate portion 37b is located in the middle (center) of the arcuate surface 37 in the circumferential direction.
  • the enlarged portion 37c is located on the front side of the arcuate surface 37 in the rotational direction of the shaft 15. That is, the reduced portion 37a is located on the rear side of the shaft 15 in the rotational direction with respect to the intermediate portion 37b.
  • the enlarged portion 37c is located on the front side of the shaft 15 in the rotational direction with respect to the intermediate portion 37b.
  • the distance between the shaft 15 and the arcuate surface 37 is the smallest at the intermediate portion 37b.
  • the distance between the shaft 15 and the reduced portion 37a is larger than the distance between the shaft 15 and the intermediate portion 37b.
  • the distance between the shaft 15 and the reduced portion 37a becomes larger toward the rear side in the rotation direction of the shaft 15.
  • the distance between the shaft 15 and the enlarged portion 37c is larger than the distance between the shaft 15 and the intermediate portion 37b.
  • the distance between the shaft 15 and the enlarged portion 37c becomes smaller toward the rear side in the rotation direction of the shaft 15.
  • the lubricating oil between the shaft 15 and the radial bearing surface 13d moves in the direction of rotation of the shaft 15 as the shaft 15 rotates. At this time, the lubricating oil is compressed from the reduced portion 37a toward the intermediate portion 37b. The compressed lubricating oil presses the shaft 15 inward in the radial direction (that is, in the radial direction) (wedge effect). As a result, the load in the radial direction is supported by the radial bearing surface 13d.
  • a plurality of (here, four) reduction portions 37a and intermediate portions 37b are formed on the radial bearing surface 13d.
  • the plurality of reduced portions 37a and the intermediate portion 37b are arranged at equal intervals in the circumferential direction of the radial bearing surface 13d.
  • the shaft 15 is pressed inward in the radial direction by the plurality of reduction portions 37a and the intermediate portion 37b.
  • the shaft 15 is stably pivotally supported by the semi-floating bearing 13.
  • the semi-floating bearing 13 of the present embodiment is a multi-arc bearing having a plurality of arc surfaces 37. Thereby, the stability of supporting the shaft 15 can be improved.
  • the stability of supporting the shaft 15 changes according to the preload coefficient Mp represented by the following equation (4).
  • the preload coefficient Mp is 0, it corresponds to the case where the cross-sectional shape of the radial bearing surface 13d is a perfect circle.
  • Ra indicates the minimum distance between the central axis O and the arcuate surface 37
  • Rb indicates the radius of curvature of the arcuate surface 37
  • Rs indicates the shaft 15 (specifically, the arcuate surface 37).
  • the radius of the medium diameter portion 15b) is shown.
  • the minimum distance Ra between the central axis O and the arcuate surface 37 corresponds to the distance between the central axis O and the intermediate portion 37b.
  • the radius of curvature Rb of the arcuate surface 37 corresponds to the sum of the minimum distance Ra between the central axis O and the arcuate surface 37 and the distance from the central axis O to the center of curvature A.
  • the radii of curvature Rb of the plurality of arcuate surfaces 37 are equal to each other. However, the radii of curvature Rb of the plurality of arcuate surfaces 37 may be different from each other.
  • the actual machine test derived a range of preload coefficient Mp that effectively improves the permissible rotation speed of the shaft 15 (that is, the limit value of the rotation speed at which the shaft 15 can be stably supported). The results of the actual machine test will be described below.
  • Ra / Rs corresponds to an index indicating the size of the minimum gap between the shaft 15 and the radial bearing surface 13d. If the minimum clearance between the shaft 15 and the radial bearing surface 13d is excessively small, there is a risk that the lubricating oil will be insufficient between the shaft 15 and the radial bearing surface 13d, making it difficult to stably support the shaft 15. There is. According to the result of the actual machine test, when the above equation (1) (Ra / Rs ⁇ 1.001) is satisfied, it is possible to suppress the shortage of lubricating oil between the shaft 15 and the radial bearing surface 13d. all right.
  • FIG. 4 is a diagram showing the relationship between the preload coefficient Mp and the permissible rotation speed ratio.
  • the permissible rotation speed ratio in FIG. 4 indicates the ratio to the permissible rotation speed when the preload coefficient Mp is 0 (that is, when the cross-sectional shape of the radial bearing surface 13d is a perfect circle). The larger the permissible rotation speed ratio, the higher the permissible rotation speed of the shaft 15.
  • the permissible rotation speed ratio increases as the preload coefficient Mp increases.
  • the permissible rotation speed ratio becomes maximum when the preload coefficient Mp is around 0.8.
  • the permissible rotation speed ratio decreases as the preload coefficient Mp increases.
  • the wedge effect that is, the effect of pressing the shaft 15 inward in the radial direction
  • the stability of supporting the shaft 15 becomes high.
  • the preload coefficient Mp is excessively large, the range in which the compressed lubricating oil exists between the shaft 15 and the radial bearing surface 13d becomes excessively narrow.
  • the above equation (2) ((Rb-Ra) /0.9 ⁇ (Rb-Rs) ⁇ (Rb-Ra) /0.6) is derived from the equation (5).
  • the minimum distance Ra between the central axis O of the shaft 15 and the arc surface 37, the radius of curvature Rb of the arc surface 37, and the radius Rs of the shaft 15 are expressed in the above equation (1).
  • the relationship expressed by the above equation (2) is satisfied. Thereby, the permissible rotation speed of the shaft 15 can be improved.
  • the loss in the semi-floating bearing 13 was specified for each of the various different preload coefficients Mp.
  • the loss is a friction loss that occurs in the semi-floating bearing 13.
  • the loss was identified by comparing the energy input to the shaft 15 with the energy output from the shaft 15.
  • FIG. 5 is a diagram showing the relationship between the preload coefficient Mp and the loss ratio.
  • the loss ratio in FIG. 5 indicates the ratio to the loss when the preload coefficient Mp is 0 (that is, when the cross-sectional shape of the radial bearing surface 13d is a perfect circle). The smaller the loss ratio, the smaller the friction loss generated in the semi-floating bearing 13.
  • the larger the preload coefficient Mp the smaller the loss ratio.
  • the larger the preload coefficient Mp the larger the average value in the circumferential direction of the distance between the shaft 15 and the radial bearing surface 13d (specifically, the distance between the shaft 15 and the reduced portion 37a and the distance between the shaft 15 and the enlarged portion 37c). growing.
  • the calorific value of the lubricating oil between the shaft 15 and the radial bearing surface 13d is reduced, so that the friction loss generated in the semi-floating bearing 13 is reduced.
  • the loss ratio is less than 0.90 (particularly, when the preload coefficient Mp is 0.9). In some cases, the loss ratio is less than 0.70).
  • the preload coefficient Mp satisfies the above equation (6) (0.75 ⁇ Mp ⁇ 0.85)
  • the loss ratio is less than 0.80.
  • the multi-arc bearing is the semi-floating bearing 13
  • the present invention is not limited to this, and the multi-arc bearing may be a full floating bearing.
  • a plurality of arc surfaces having different curvature centers and arranged adjacent to each other in the circumferential direction are formed on the inner peripheral surface 3f of the bearing hole 3b of the bearing housing 3. You may.
  • a plurality of arc surfaces are formed on the inner peripheral surface 3f of the bearing hole 3b, the minimum distance between the central axis of the full floating bearing and the arc surface, the radius of curvature of the arc surface, and the outer peripheral surface of the full floating bearing.
  • the radius satisfies the same relation as the relation expressed by the above formula (1) and the above formula (2).
  • the minimum distance between the central axis of the full floating bearing and the arcuate surface of the bearing hole 3b corresponds to Ra in the above equations (1) and (2)
  • the radius of curvature of the arcuate surface corresponds to the above equation. It corresponds to Rb of the above formula (1) and the above formula (2)
  • the radius of the outer peripheral surface of the full floating bearing corresponds to the Rs of the above formula (1) and the above formula (2).
  • 13 Semi-floating bearing (multi-arc bearing) 13a: Main body 13c: Inner peripheral surface 13d: Radial bearing surface 13e: Radial bearing surface 15: Shaft 37: Arc surface A: Curvature center O: Central axis Ra: With the central axis of the shaft Minimum distance from the arc surface Rb: Curvature radius of the arc surface Rs: Shaft radius

Abstract

セミフローティング軸受（多円弧軸受）１３は、シャフト１５が挿通される環状の本体１３ａと、本体１３ａの内周面に形成され、互いに異なる曲率中心Ａを有し、本体１３ａの周方向に互いに隣接して配される複数の円弧面３７を含み、シャフト１５の中心軸Ｏと円弧面３７との最小距離Ｒａ、円弧面３７の曲率半径Ｒｂ、および、シャフト１５の半径Ｒｓが以下の式（１）および式（２）により表される関係を満たすラジアル軸受面１３ｄと、を備える。Ｒａ／Ｒｓ≧１．００１　・・・（１）、（Ｒｂ－Ｒａ）／０．９≦（Ｒｂ－Ｒｓ）≦（Ｒｂ－Ｒａ）／０．６　・・・（２）ただし、Ｒａ：シャフト１５の中心軸Ｏと円弧面３７との最小距離、Ｒｂ：円弧面３７の曲率半径、Ｒｓ：シャフト１５の半径

Description

多円弧軸受
　本開示は、多円弧軸受に関する。本出願は２０２０年４月６日に提出された日本特許出願第２０２０－０６８５７２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。
　特許文献１には、複数（具体的には、３つ）の円弧面を有する多円弧軸受について開示がある。多円弧軸受は、シャフトを軸支する。複数の円弧面は、多円弧軸受のラジアル軸受面となる領域に形成される。
特許第４９３７５８８号公報
　多円弧軸受では、ラジアル軸受面の横断面形状が真円である場合と比較して、シャフトの許容回転数（つまり、シャフトを安定的に軸支できる回転数の限界値）を向上させることができる。しかしながら、シャフトの許容回転数をより向上させることが望ましいと考えられる。
　本開示の目的は、シャフトの許容回転数を向上させることが可能な多円弧軸受を提供することである。
　上記課題を解決するために、本開示の多円弧軸受は、シャフトが挿通される環状の本体と、本体の内周面に形成され、互いに異なる曲率中心を有し、本体の周方向に互いに隣接して配される複数の円弧面を含み、シャフトの中心軸と円弧面との最小距離、円弧面の曲率半径、および、シャフトの半径が以下の式（１）および式（２）により表される関係を満たすラジアル軸受面と、を備える。
Ｒａ／Ｒｓ≧１．００１　・・・（１）
（Ｒｂ－Ｒａ）／０．９≦（Ｒｂ－Ｒｓ）≦（Ｒｂ－Ｒａ）／０．６　・・・（２）
ただし、
　Ｒａ：シャフトの中心軸と円弧面との最小距離
　Ｒｂ：円弧面の曲率半径
　Ｒｓ：シャフトの半径
　シャフトの中心軸と円弧面との最小距離、円弧面の曲率半径、および、シャフトの半径が以下の式（３）により表される関係を満たしてもよい。
（Ｒｂ－Ｒａ）／０．８５≦（Ｒｂ－Ｒｓ）≦（Ｒｂ－Ｒａ）／０．７５　・・・（３）
　本開示によれば、シャフトの許容回転数を向上させ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、本実施形態のラジアル軸受面の形状を説明するための説明図である。 図４は、予圧係数と許容回転数比との関係を示す図である。 図５は、予圧係数と損失比との関係を示す図である。
　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の左側として説明する。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とを含む。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カップリングである。締結機構９は、突起３ａおよび突起５ａを挟持する。
　ベアリングハウジング３には、軸受孔３ｂが形成される。軸受孔３ｂは、過給機ＴＣの左右方向に貫通する。軸受孔３ｂには、セミフローティング軸受１３が配される。セミフローティング軸受１３は、シャフト１５を回転自在に軸支する。シャフト１５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１５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が設けられる。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１５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、連通路２９と、タービンスクロール流路３１とが形成される。タービンスクロール流路３１は、環状に形成される。タービンスクロール流路３１は、例えば、連通路２９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３１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２９は、タービンインペラ１７を介してタービンスクロール流路３１と吐出口２７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３１に導かれた排気ガスは、連通路２９、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１５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。図２に示すように、ベアリングハウジング３の内部には軸受構造Ｓが設けられる。軸受構造Ｓは、軸受孔３ｂと、セミフローティング軸受１３と、シャフト１５とを含む。
　ベアリングハウジング３には、油路３ｃが形成される。油路３ｃには、潤滑油が供給される。油路３ｃは、軸受孔３ｂに開口（連通）する。油路３ｃは、潤滑油を軸受孔３ｂに導く。潤滑油は、油路３ｃから軸受孔３ｂ内に流入する。
　軸受孔３ｂには、セミフローティング軸受１３が配される。セミフローティング軸受１３は、環状の本体１３ａを有する。本体１３ａには、挿通孔１３ｂが形成される。挿通孔１３ｂは、本体１３ａをシャフト１５の軸方向（以下、単に軸方向という）に貫通する。挿通孔１３ｂには、シャフト１５が挿通される。
　本体１３ａ（具体的には、挿通孔１３ｂ）の内周面１３ｃには、２つのラジアル軸受面１３ｄ、１３ｅが形成される。２つのラジアル軸受面１３ｄ、１３ｅは、軸方向に離隔して配される。本体１３ａには、油孔１３ｆが形成される。油孔１３ｆは、本体１３ａの内周面１３ｃから外周面１３ｇまで貫通する。油孔１３ｆは、２つのラジアル軸受面１３ｄ、１３ｅの間に配される。油孔１３ｆは、シャフト１５（および、本体１３ａ）の径方向（以下、単に径方向という）において、油路３ｃの開口と対向する。
　潤滑油は、本体１３ａの外周面１３ｇ側から、油孔１３ｆを通って内周面１３ｃ側に流入する。本体１３ａの内周面１３ｃ側に流入した潤滑油は、内周面１３ｃとシャフト１５との間を、シャフト１５の周方向に沿って移動する。また、本体１３ａの内周面１３ｃ側に流入した潤滑油は、内周面１３ｃとシャフト１５との間を、シャフト１５の軸方向（図２中、左右方向）に沿って移動する。潤滑油は、シャフト１５と２つのラジアル軸受面１３ｄ、１３ｅとの間隙に供給される。潤滑油の油膜圧力によってシャフト１５が軸支される。２つのラジアル軸受面１３ｄ、１３ｅは、シャフト１５のラジアル荷重を受ける。
　本体１３ａには、貫通孔１３ｈが形成される。貫通孔１３ｈは、本体１３ａの内周面１３ｃから外周面１３ｇまで貫通する。貫通孔１３ｈは、２つのラジアル軸受面１３ｄ、１３ｅの間に配される。貫通孔１３ｈは、本体１３ａのうち油孔１３ｆが形成される側とは反対側に配される。ただし、これに限定されず、貫通孔１３ｈの位置は、本体１３ａの周方向において油孔１３ｆの位置と異なっていればよい。
　ベアリングハウジング３には、ピン孔３ｅが形成される。ピン孔３ｅは、軸受孔３ｂのうち貫通孔１３ｈと対向する位置に形成される。ピン孔３ｅは、軸受孔３ｂを形成する壁部を貫通する。ピン孔３ｅは、軸受孔３ｂの内部空間と外部空間とを連通する。ピン孔３ｅには、位置決めピン３３が挿通される。
　本実施形態では、ピン孔３ｅには、位置決めピン３３が圧入される。位置決めピン３３の先端は、本体１３ａの貫通孔１３ｈに挿通される。位置決めピン３３は、本体１３ａの回転方向および軸方向の移動を規制する。
　シャフト１５は、大径部１５ａと、中径部１５ｂと、小径部１５ｃとを備える。大径部１５ａは、本体１３ａよりもタービンインペラ１７（図１参照）側に位置する。大径部１５ａは、円柱形状である。大径部１５ａの外径は、本体１３ａの内周面１３ｃ（具体的には、ラジアル軸受面１３ｄ）の内径より大きい。大径部１５ａの外径は、本体１３ａの外周面１３ｇの外径より大きい。ただし、大径部１５ａの外径は、本体１３ａの外周面１３ｇの外径と等しくてもよいし、小さくてもよい。大径部１５ａは、本体１３ａと軸方向に対向する。大径部１５ａは、一定の外径を有する。ただし、大径部１５ａの外径は、一定でなくてもよい。
　中径部１５ｂは、大径部１５ａよりもコンプレッサインペラ１９（図１参照）側に位置する。中径部１５ｂは、円柱形状である。中径部１５ｂは、本体１３ａの挿通孔１３ｂに挿通される。したがって、中径部１５ｂは、径方向において挿通孔１３ｂの内周面１３ｃと対向する。中径部１５ｂは、大径部１５ａより小さい外径を有する。中径部１５ｂの外径は、本体１３ａのラジアル軸受面１３ｄ、１３ｅの内径より小さい。中径部１５ｂは、一定の外径を有する。ただし、中径部１５ｂの外径は、一定でなくてもよい。
　小径部１５ｃは、中径部１５ｂ（および、本体１３ａ）よりもコンプレッサインペラ１９（図１参照）側に位置する。小径部１５ｃは、円柱形状である。小径部１５ｃは、中径部１５ｂより小さい外径を有する。小径部１５ｃは、一定の外径を有する。ただし、小径部１５ｃの外径は、一定でなくてもよい。
　小径部１５ｃには、環状の油切り部材３５が挿通される。油切り部材３５は、シャフト１５を伝ってコンプレッサインペラ１９側に流れる潤滑油を径方向外側に飛散させる。つまり、油切り部材３５は、コンプレッサインペラ１９側への潤滑油の漏出を抑制する。
　油切り部材３５は、中径部１５ｂより大きな外径を有する。油切り部材３５の外径は、本体１３ａの内周面１３ｃ（具体的には、ラジアル軸受面１３ｅ）の内径より大きい。油切り部材３５の外径は、本体１３ａの外周面１３ｇの外径より小さい。ただし、油切り部材３５の外径は、本体１３ａの外周面１３ｇの外径と等しくてもよいし、大きくてもよい。油切り部材３５は、本体１３ａと軸方向に対向する。
　本体１３ａは、油切り部材３５および大径部１５ａによって軸方向に挟まれている。本体１３ａと油切り部材３５との間隙には、潤滑油が供給される。本体１３ａと大径部１５ａとの間隙には、潤滑油が供給される。
　シャフト１５が軸方向（図２中、左側）に移動すると、本体１３ａと油切り部材３５との間の潤滑油の油膜圧力によって軸方向の荷重が支持される。シャフト１５が軸方向（図２中、右側）に移動すると、本体１３ａと大径部１５ａとの間の潤滑油の油膜圧力によって軸方向の荷重が支持される。つまり、本体１３ａの軸方向の両端面が、スラスト荷重を受けるスラスト軸受面１３ｉ、１３ｊとなっている。
　本体１３ａの外周面１３ｇには、ダンパ部１３ｋ、１３ｍが形成される。ダンパ部１３ｋ、１３ｍは、互いに軸方向に離隔する。ダンパ部１３ｋ、１３ｍは、外周面１３ｇのうち軸方向の両端部に形成される。ダンパ部１３ｋ、１３ｍの外径は、外周面１３ｇのうち他の部位の外径よりも大きい。ダンパ部１３ｋ、１３ｍと軸受孔３ｂの内周面３ｆとの間隙には、潤滑油が供給される。潤滑油の油膜圧力によってシャフト１５の振動が抑制される。
　図３は、本実施形態のラジアル軸受面１３ｄの形状を説明するための説明図である。図３は、本体１３ａのうちラジアル軸受面１３ｄが形成された部位の、シャフト１５の軸方向に垂直な断面図（シャフト１５の中心軸Ｏ（つまり、挿通孔１３ｂの中心軸）に垂直な断面図）である。ここでは、ラジアル軸受面１３ｄの断面形状について説明する。ラジアル軸受面１３ｅは、ラジアル軸受面１３ｄと大凡等しい形状である。したがって、ラジアル軸受面１３ｅの形状については、説明を省略する。
　図３に示すように、ラジアル軸受面１３ｄには、複数の円弧面３７と、複数の軸方向溝３９とが形成される。本実施形態では、ラジアル軸受面１３ｄは、４つの円弧面３７と、４つの軸方向溝３９を有する。ただし、複数の円弧面３７の数と、複数の軸方向溝３９の数は、これに限定されない。例えば、複数の円弧面３７の数は、２つ、３つ、５つ、あるいは、６つ以上であってもよい。複数の軸方向溝３９の数は、２つ、３つ、５つ、あるいは、６つ以上であってもよい。円弧面３７の数と軸方向溝３９の数は、同数である。ただし、円弧面３７の数と軸方向溝３９の数は、異なっていてもよい。
　円弧面３７は、曲率中心Ａがラジアル軸受面１３ｄの内側（つまり、挿通孔１３ｂの内側）に位置している。円弧面３７の曲率中心Ａは、シャフト１５の中心軸Ｏと異なる位置にある。複数の円弧面３７の曲率中心Ａは、互いに異なる位置にある。複数の円弧面３７の曲率中心Ａは、シャフト１５の中心軸Ｏから径方向に離隔した位置にある。複数の円弧面３７の曲率中心Ａは、中心軸Ｏを中心とした同心円上に位置する。複数の円弧面３７の曲率中心Ａは、本体１３ａの周方向（以下、単に周方向という）に等間隔に配される。
　複数の円弧面３７は、シャフト１５から径方向に離隔している。複数の円弧面３７は、本体１３ａ（および、ラジアル軸受面１３ｄ）の周方向に互いに隣接して配される。隣接する２つの円弧面３７の間には、軸方向溝３９が形成される。軸方向溝３９は、シャフト１５の軸方向に延在する。軸方向溝３９の軸方向と垂直な断面は、三角形状である。ただし、これに限定されず、軸方向溝３９の軸方向と垂直な断面は、矩形状、半円形状、多角形状であってもよい。
　軸方向溝３９は、ラジアル軸受面１３ｄのうち、２つのラジアル軸受面１３ｄ、１３ｅ（図２参照）が近接する側の端部から、２つのラジアル軸受面１３ｄ、１３ｅが離隔する側の端部まで延在している。軸方向溝３９は、スラスト軸受面１３ｉ（すなわち、本体１３ａの軸方向の端面）に開口している。軸方向溝３９は、潤滑油を流通させる。軸方向溝３９は、ラジアル軸受面１３ｄに潤滑油を供給する。また、軸方向溝３９は、スラスト軸受面１３ｉに潤滑油を供給する。
　円弧面３７は、縮小部３７ａと、中間部３７ｂと、拡大部３７ｃとを備える。縮小部３７ａは、円弧面３７のうち、シャフト１５の回転方向（図３中、矢印方向）後方側に位置する。中間部３７ｂは、円弧面３７のうち周方向の中間（中央）に位置する。拡大部３７ｃは、円弧面３７のうち、シャフト１５の回転方向前方側に位置する。つまり、縮小部３７ａは、中間部３７ｂに対し、シャフト１５の回転方向後方側に位置する。拡大部３７ｃは、中間部３７ｂに対し、シャフト１５の回転方向前方側に位置する。
　シャフト１５と円弧面３７との間隔は、中間部３７ｂで最も小さくなる。シャフト１５と縮小部３７ａとの間隔は、シャフト１５と中間部３７ｂとの間隔より大きい。シャフト１５と縮小部３７ａとの間隔は、シャフト１５の回転方向後方側ほど大きくなる。シャフト１５と拡大部３７ｃとの間隔は、シャフト１５と中間部３７ｂとの間隔より大きい。シャフト１５と拡大部３７ｃとの間隔は、シャフト１５の回転方向後方側ほど小さくなる。
　シャフト１５とラジアル軸受面１３ｄとの間の潤滑油は、シャフト１５の回転に伴って、シャフト１５の回転方向に移動する。このとき、潤滑油は、縮小部３７ａから中間部３７ｂに向かうにしたがって圧縮される。圧縮された潤滑油は、シャフト１５を径方向内側（つまり、ラジアル方向）に押圧する（くさび効果）。これにより、ラジアル方向の荷重がラジアル軸受面１３ｄによって支持される。
　ラジアル軸受面１３ｄには、複数（ここでは、４つ）の縮小部３７ａおよび中間部３７ｂが形成される。複数の縮小部３７ａおよび中間部３７ｂは、ラジアル軸受面１３ｄの周方向に等間隔に配される。シャフト１５は、複数の縮小部３７ａおよび中間部３７ｂにより径方向内側に押圧される。これにより、シャフト１５は、セミフローティング軸受１３に安定して軸支される。このように、本実施形態のセミフローティング軸受１３は、複数の円弧面３７を有する多円弧軸受である。それにより、シャフト１５を軸支する安定性を向上させることができる。
　シャフト１５を軸支する安定性は、以下の式（４）により表される予圧係数Ｍｐに応じて変化する。なお、予圧係数Ｍｐが０の場合は、ラジアル軸受面１３ｄの横断面形状が仮に真円である場合に相当する。
　Ｍｐ＝１－（Ｒａ－Ｒｓ）／（Ｒｂ－Ｒｓ）・・・（４）
　図３に示すように、式（４）において、Ｒａは中心軸Ｏと円弧面３７との最小距離を示し、Ｒｂは円弧面３７の曲率半径を示し、Ｒｓはシャフト１５（具体的には、中径部１５ｂ）の半径を示す。中心軸Ｏと円弧面３７との最小距離Ｒａは、中心軸Ｏと中間部３７ｂとの距離に相当する。円弧面３７の曲率半径Ｒｂは、中心軸Ｏと円弧面３７との最小距離Ｒａと、中心軸Ｏから曲率中心Ａまでの距離との和に相当する。複数の円弧面３７の曲率半径Ｒｂは、互いに等しい。ただし、複数の円弧面３７の曲率半径Ｒｂは、互いに異なっていてもよい。
　実機試験によって、シャフト１５の許容回転数（つまり、シャフト１５を安定的に軸支できる回転数の限界値）が効果的に向上する予圧係数Ｍｐの範囲が導き出された。以下、実機試験の結果について説明する。
　本実機試験では、上記の式（１）（Ｒａ／Ｒｓ≧１．００１）が満たされる条件で、セミフローティング軸受１３に挿通されたシャフト１５の回転数を徐々に上昇させながらシャフト１５の挙動を観察することによって、シャフト１５の許容回転数が特定された。ラジアル軸受面１３ｄ、１３ｅの寸法（具体的には、円弧面３７の曲率半径Ｒｂと曲率中心Ａの位置）およびシャフト１５の寸法（具体的には、中径部１５ｂの半径Ｒｓ）を変更することによって、予圧係数Ｍｐが変更された。様々に異なる予圧係数Ｍｐの各々について、シャフト１５の許容回転数が特定された。
　Ｒａ／Ｒｓは、シャフト１５とラジアル軸受面１３ｄとの最小隙間の大きさを示す指標に相当する。シャフト１５とラジアル軸受面１３ｄとの最小隙間が過度に小さい場合、シャフト１５とラジアル軸受面１３ｄとの間において、潤滑油が不足し、シャフト１５を安定的に軸支することが困難となるおそれがある。本実機試験の結果によれば、上記の式（１）（Ｒａ／Ｒｓ≧１．００１）が満たされる場合に、シャフト１５とラジアル軸受面１３ｄとの間での潤滑油の不足を抑制できることがわかった。
　本実機試験の許容回転数に関する結果を図４に示す。図４は、予圧係数Ｍｐと許容回転数比との関係を示す図である。図４中の許容回転数比は、予圧係数Ｍｐが０である場合（つまり、ラジアル軸受面１３ｄの横断面形状が仮に真円である場合）の許容回転数に対する比率を示す。許容回転数比が大きいほど、シャフト１５の許容回転数が高い。
　図４によれば、予圧係数Ｍｐが０．０から０．８付近までの間の範囲内では、予圧係数Ｍｐの増加に伴って、許容回転数比が上昇している。許容回転数比は、予圧係数Ｍｐが０．８付近で最大となる。予圧係数Ｍｐが０．８付近から１．０までの間の範囲内では、予圧係数Ｍｐの増加に伴って、許容回転数比が下降している。
　予圧係数Ｍｐが大きいほど、ラジアル軸受面１３ｄの横断面形状が真円よりも正方形に近づくので、縮小部３７ａにおけるシャフト１５の回転方向後方側の端部とシャフト１５との間隔が大きくなる。それにより、シャフト１５の回転に伴い圧縮された潤滑油によるくさび効果（つまり、シャフト１５を径方向内側に押圧する効果）が大きくなり、シャフト１５を軸支する安定性が高くなる。一方、予圧係数Ｍｐが過度に大きい場合、シャフト１５とラジアル軸受面１３ｄとの間において圧縮された潤滑油が存在する範囲が過度に狭くなる。それにより、ラジアル軸受面１３ｄにおいてラジアル方向の荷重を支持する範囲が過度に狭くなり、シャフト１５を軸支する安定性が却って低くなってしまう。よって、図４に示すように、予圧係数Ｍｐが増加する過程で、許容回転数比は、上昇した後に下降する。
　図４によれば、予圧係数Ｍｐが以下の式（５）を満たす場合、許容回転数比が１．０２５を超え、許容回転数が効果的に向上することがわかる。
　０．６≦Ｍｐ≦０．９・・・（５）
　上記の式（２）（（Ｒｂ－Ｒａ）／０．９≦（Ｒｂ－Ｒｓ）≦（Ｒｂ－Ｒａ）／０．６）は、式（５）から導き出される。本実施形態のセミフローティング軸受１３では、シャフト１５の中心軸Ｏと円弧面３７との最小距離Ｒａ、円弧面３７の曲率半径Ｒｂ、および、シャフト１５の半径Ｒｓは、上記の式（１）に加えて上記の式（２）により表される関係を満たす。それにより、シャフト１５の許容回転数を向上させることができる。
　図４によれば、予圧係数Ｍｐが以下の式（６）を満たす場合、許容回転数比が１．０４５を超え、許容回転数がより効果的に向上することがわかる。
　０．７５≦Ｍｐ≦０．８５・・・（６）
　上記の式（３）（（Ｒｂ－Ｒａ）／０．８５≦（Ｒｂ－Ｒｓ）≦（Ｒｂ－Ｒａ）／０．７５）は、式（６）から導き出される。シャフト１５の中心軸Ｏと円弧面３７との最小距離Ｒａ、円弧面３７の曲率半径Ｒｂ、および、シャフト１５の半径Ｒｓは、上記の式（３）により表される関係を満たすことが好ましい。それにより、シャフト１５の許容回転数をより効果的に向上させることができる。
　本実機試験では、様々に異なる予圧係数Ｍｐの各々について、セミフローティング軸受１３における損失が特定された。損失は、セミフローティング軸受１３において生じる摩擦損失である。損失は、シャフト１５へ入力されるエネルギとシャフト１５から出力されるエネルギとを比較することによって、特定された。
　本実機試験の損失に関する結果を図５に示す。図５は、予圧係数Ｍｐと損失比との関係を示す図である。図５中の損失比は、予圧係数Ｍｐが０である場合（つまり、ラジアル軸受面１３ｄの横断面形状が仮に真円である場合）の損失に対する比率を示す。損失比が小さいほど、セミフローティング軸受１３において生じる摩擦損失が小さい。
　図５によれば、予圧係数Ｍｐが大きいほど、損失比が小さくなることがわかる。予圧係数Ｍｐが大きいほど、シャフト１５とラジアル軸受面１３ｄとの間隔（具体的には、シャフト１５と縮小部３７ａとの間隔およびシャフト１５と拡大部３７ｃとの間隔）の周方向の平均値が大きくなる。それにより、シャフト１５とラジアル軸受面１３ｄとの間における潤滑油の発熱量が小さくなるので、セミフローティング軸受１３において生じる摩擦損失が小さくなる。
　図５によれば、予圧係数Ｍｐが上記の式（５）（０．６≦Ｍｐ≦０．９）を満たす場合、損失比が０．９０を下回る（特に、予圧係数Ｍｐが０．９である場合には、損失比が０．７０を下回る）。予圧係数Ｍｐが上記の式（６）（０．７５≦Ｍｐ≦０．８５）を満たす場合、損失比が０．８０を下回る。このように、予圧係数Ｍｐが上記の式（５）または上記の式（６）を満たす場合、損失が効果的に低減されることがわかる。
　以上、添付図面を参照しながら本開示の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。
　上記では、多円弧軸受がセミフローティング軸受１３である例について説明した。しかし、これに限定されず、多円弧軸受は、フルフローティング軸受であってもよい。多円弧軸受がフルフローティング軸受である場合、ベアリングハウジング３の軸受孔３ｂの内周面３ｆに、互いに異なる曲率中心を有し、周方向に互いに隣接して配される複数の円弧面が形成されてもよい。軸受孔３ｂの内周面３ｆに複数の円弧面が形成される場合、フルフローティング軸受の中心軸と当該円弧面との最小距離、当該円弧面の曲率半径、および、フルフローティング軸受の外周面の半径が上記の式（１）および上記の式（２）により表される関係と同様の関係を満たすことが好ましい。この場合、フルフローティング軸受の中心軸と軸受孔３ｂの円弧面との最小距離が上記の式（１）および上記の式（２）のＲａと対応し、当該円弧面の曲率半径が上記の式（１）および上記の式（２）のＲｂと対応し、フルフローティング軸受の外周面の半径が上記の式（１）および上記の式（２）のＲｓと対応する。
１３：セミフローティング軸受（多円弧軸受）　１３ａ：本体　１３ｃ：内周面　１３ｄ：ラジアル軸受面　１３ｅ：ラジアル軸受面　１５：シャフト　３７：円弧面　Ａ：曲率中心　Ｏ：中心軸　Ｒａ：シャフトの中心軸と円弧面との最小距離　Ｒｂ：円弧面の曲率半径　Ｒｓ：シャフトの半径

Claims (2)

  1. 　シャフトが挿通される環状の本体と、
    　前記本体の内周面に形成され、互いに異なる曲率中心を有し、前記本体の周方向に互いに隣接して配される複数の円弧面を含み、前記シャフトの中心軸と前記円弧面との最小距離、前記円弧面の曲率半径、および、前記シャフトの半径が以下の式（１）および式（２）により表される関係を満たすラジアル軸受面と、
    　を備える、
    　多円弧軸受。
    Ｒａ／Ｒｓ≧１．００１　・・・（１）
    （Ｒｂ－Ｒａ）／０．９≦（Ｒｂ－Ｒｓ）≦（Ｒｂ－Ｒａ）／０．６　・・・（２）
    ただし、
    　Ｒａ：前記シャフトの中心軸と前記円弧面との最小距離
    　Ｒｂ：前記円弧面の曲率半径
    　Ｒｓ：前記シャフトの半径
  2. 　前記シャフトの中心軸と前記円弧面との最小距離、前記円弧面の曲率半径、および、前記シャフトの半径が以下の式（３）により表される関係を満たす、
    　請求項１に記載の多円弧軸受。
    （Ｒｂ－Ｒａ）／０．８５≦（Ｒｂ－Ｒｓ）≦（Ｒｂ－Ｒａ）／０．７５　・・・（３）
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