JP2007327385A - Bearing structure of turbocharger - Google Patents

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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide bearing structure of a turbocharger suppressing generation of noise caused by whirl vibration of a rotary shaft, in a turbocharger in which a rotary shaft connecting a turbine wheel with a compressor wheel is rotatably supported by a pair of fluid bearings. <P>SOLUTION: The rotary shaft 23 connecting the turbine wheel with the compressor wheel is rotatably supported by a center housing 31 with the fluid bearings 10a, 10b. In the fluid bearings 10a, 10b, floating metals 11a, 11b are interposed between bearing parts 31a, 31b of the center housing 31 and the rotary shaft 23, and fluid layers of lubricating oil are formed between inner peripheral faces 13a, 13b thereof and an outer peripheral face 23a of the rotary shaft 23. The inner peripheral faces 13a, 13b of the floating metals 11a, 11b are tapered faces having diameters enlarged as the inner peripheral faces 13a, 13b get away from the other fluid bearing. <P>COPYRIGHT: (C)2008,JPO&INPIT

Description

この発明はタービンホイールとコンプレッサホイールとを連結するロータリーシャフトとを備えたターボチャージャにおいて、同ロータリーシャフトを一対の流体軸受により回転可能に支持する軸受構造に関する。   The present invention relates to a turbocharger including a rotary shaft that connects a turbine wheel and a compressor wheel, and relates to a bearing structure that rotatably supports the rotary shaft by a pair of fluid bearings.

従来、内燃機関の出力を高める過給機として、排気のエネルギを利用するターボチャージャが広く知られている。ターボチャージャでは、内燃機関から排出される排気ガスをタービンホイールに吹き付けることにより、タービンホイールを回転させ、このタービンホイールと連結されたコンプレッサホイールをタービンホイールとともに回転させることにより、吸入空気を強制的に内燃機関の燃焼室内に送り込むようにしている。   2. Description of the Related Art Conventionally, turbochargers that use exhaust energy are widely known as superchargers that increase the output of an internal combustion engine. In a turbocharger, exhaust gas exhausted from an internal combustion engine is blown onto a turbine wheel to rotate the turbine wheel, and a compressor wheel connected to the turbine wheel is rotated together with the turbine wheel to forcibly suck intake air. The gas is fed into the combustion chamber of the internal combustion engine.

こうしたターボチャージャにあって、タービンホイールとコンプレッサホイールとを連結するロータリーシャフトの軸受構造としては、玉軸受を用いるものの他、流体軸受を用いるものがある。具体的には、特許文献１等に記載されるように、ハウジングとロータリーシャフトとの間に円筒状のフローティングメタルを介在させるとともに、ハウジングから所定の圧力の潤滑油を供給してハウジングとフローティングメタルとの間、フローティングメタルとロータリーシャフトとの間に潤滑油による流体層を形成するようにしたものがある。   In such a turbocharger, as a bearing structure of a rotary shaft that connects a turbine wheel and a compressor wheel, there is a structure using a fluid bearing in addition to a ball bearing. Specifically, as described in Patent Document 1 and the like, a cylindrical floating metal is interposed between the housing and the rotary shaft, and a lubricating oil having a predetermined pressure is supplied from the housing to the housing and the floating metal. In other words, a fluid layer is formed by lubricating oil between the floating metal and the rotary shaft.

こうした軸受構造によれば、ロータリーシャフトの回転に追従してフローティングメタルがハウジング内で回転するようになる。その結果、ロータリーシャフトの回転抵抗を大幅に低減することができるとともに、フローティングメタルの内周面と外周面の両面において潤滑油による冷却が行われるため、軸受部分の焼付きを効果的に抑制することができる。
特開昭５６−１３８４２３号公報 According to such a bearing structure, the floating metal rotates in the housing following the rotation of the rotary shaft. As a result, the rotational resistance of the rotary shaft can be greatly reduced, and the bearings are effectively prevented from seizing because cooling is performed on the inner and outer peripheral surfaces of the floating metal by the lubricating oil. be able to.
JP-A-56-138423

ところが、こうした軸受構造にあっては、ロータリーシャフトの回転速度が上昇するのに伴ってフローティングメタル近傍に供給された潤滑油の固有振動等に起因するロータリーシャフトシャフトの自励振動が発生することが知られている。このロータリーシャフトの自励振動は、ロータリーシャフトの軸線がハウジング内で旋回運動するものであり、ホワール振動と呼ばれている。   However, in such a bearing structure, as the rotational speed of the rotary shaft increases, self-excited vibration of the rotary shaft shaft may occur due to the natural vibration of the lubricant supplied near the floating metal. Are known. This self-excited vibration of the rotary shaft is one in which the axis of the rotary shaft rotates within the housing, and is called whirl vibration.

このホワール振動は微小な振動ではあるが、ロータリーシャフトの回転速度の変化に関わらず一定の周波数域の音を発生する。そして、この音は、ロータリーシャフトの回転速度の上昇に伴って周波数が変化するターボ音等とは異なり、車両の走行状態との相関がほとんどないため運転者に違和感を与えやすく、騒音として認識されやすい。   Although this whirl vibration is a minute vibration, it generates sound in a certain frequency range regardless of changes in the rotational speed of the rotary shaft. And this sound is unlikely to be a noise with the driving state of the vehicle, unlike a turbo sound whose frequency changes as the rotational speed of the rotary shaft increases. Cheap.

また、こうしたホワール振動に起因する騒音の発生は、フローティングメタルを用いたもののように、その内周面と外周面との両面に潤滑油による流体層を形成するようにした軸受構造のみならず、同流体層を介してロータリーシャフトを支持する流体軸受を用いた軸受構造を有するターボチャージャにあっては、概ね共通するものである。   In addition, the generation of noise due to such whirl vibration is not only a bearing structure in which a fluid layer is formed by lubricating oil on both the inner peripheral surface and the outer peripheral surface, as in the case of using a floating metal, The turbocharger having a bearing structure using a fluid bearing that supports a rotary shaft via the fluid layer is generally common.

この発明は上記実情に鑑みてなされたものであり、その目的は、タービンホイールとコンプレッサホイールとを連結するロータリーシャフトが一対の流体軸受にて回転可能に支持されたターボチャージャにあって、そのロータリーシャフトのホワール振動に起因する騒音の発生を抑制することのできるターボチャージャの軸受構造を提供することにある。   The present invention has been made in view of the above circumstances, and an object thereof is a turbocharger in which a rotary shaft connecting a turbine wheel and a compressor wheel is rotatably supported by a pair of fluid bearings. An object of the present invention is to provide a turbocharger bearing structure capable of suppressing the generation of noise due to shaft whirl vibration.

以下、上記目的を解決するための手段及びその作用効果について記載する。
請求項１に記載の発明は、タービンホイール及びコンプレッサホイールを連結するロータリーシャフトが一対の流体軸受によりハウジングに回転可能に支持されたターボチャージャの軸受構造において、前記一対の流体軸受のうち少なくとも一方は、その内周面が他方の流体軸受から離間するほど拡径されたテーパ面を含んでなることをその要旨とする。 Hereinafter, means for solving the above-described object and its operation and effects will be described.
The invention according to claim 1 is a turbocharger bearing structure in which a rotary shaft connecting a turbine wheel and a compressor wheel is rotatably supported by a housing by a pair of fluid bearings, at least one of the pair of fluid bearings being The gist is that the inner peripheral surface includes a tapered surface whose diameter is increased as the distance from the other fluid bearing is increased.

流体軸受とロータリーシャフトとの間に供給される潤滑油は、ロータリーシャフトの回転に追従して流体軸受の内周面に沿って回転する。そして上述したように、この潤滑油の回転速度が上昇すると潤滑油の固有振動に起因するホワール振動が発生するようになる。   The lubricating oil supplied between the fluid dynamic bearing and the rotary shaft rotates along the inner peripheral surface of the fluid dynamic bearing following the rotation of the rotary shaft. As described above, when the rotational speed of the lubricating oil is increased, whirl vibration due to the natural vibration of the lubricating oil is generated.

このホワール振動の振動モードについて、図６及び図７を参照して説明する。なお、この図６及び図７は、ロータリーシャフトが一対の流体軸受によって支持された状態を模式的に示している。   The vibration mode of this whirl vibration will be described with reference to FIGS. 6 and 7 schematically show a state in which the rotary shaft is supported by a pair of fluid bearings.

ホワール振動が発生すると、図６及び図７に矢印で示されるように流体軸受２ａ，２ｂ内でロータリーシャフト１の軸線Ｌが旋回運動するようになる。本願発明者は、このホワール振動の振動モードとして、図６に示されるように流体軸受２ａと流体軸受２ｂとにおけるロータリーシャフト１の軸線Ｌの旋回位相がそろっている円筒モードと、図７に示されるように流体軸受２ａと流体軸受２ｂとにおけるロータリーシャフト１の軸線Ｌの旋回位相がずれている円錐モードとが存在し、ホワール振動の振動モードが円筒モードである場合には、円錐モードである場合よりも、その振動に起因する騒音が認識されやすいことを実験により確認した。   When the whirl vibration is generated, the axis L of the rotary shaft 1 turns in the fluid bearings 2a and 2b as shown by arrows in FIGS. As shown in FIG. 6, the inventor of the present application shows a cylindrical mode in which the rotational phases of the axis L of the rotary shaft 1 in the fluid bearing 2a and the fluid bearing 2b are aligned as shown in FIG. If there is a conical mode in which the turning phase of the axis L of the rotary shaft 1 is shifted between the fluid bearing 2a and the fluid bearing 2b and the vibration mode of the whirl vibration is the cylinder mode, the cone mode is selected. It was confirmed by experiments that noise caused by the vibration was more easily recognized than the case.

この知見に基づき、請求項１に記載の発明では、一対の流体軸受のうち少なくとも一方に、その内周面が他方の流体軸受から離間するほど拡径されたテーパ面を設けることとした。こうした構成によれば、ホワール振動の発生により流体軸受の内周面に沿ってロータリーシャフトが旋回するときに、ロータリーシャフトが同内周面の傾斜に沿って傾きやすくなる。その結果、ホワール振動の発生時に各流体軸受におけるロータリーシャフトの軸線の旋回位相がずれるようになる。従って、ホワール振動の発生に際して振動モードが円錐モードに移行しやすくなり、同振動モードが円筒モードとなることに起因する騒音の発生を抑制することができるようになる。   Based on this knowledge, in the invention described in claim 1, at least one of the pair of fluid bearings is provided with a tapered surface whose diameter is increased as the inner peripheral surface is separated from the other fluid bearing. According to such a configuration, when the rotary shaft turns along the inner peripheral surface of the fluid bearing due to the occurrence of the whirl vibration, the rotary shaft easily tilts along the inclination of the inner peripheral surface. As a result, the rotational phase of the axis of the rotary shaft in each fluid bearing is shifted when the whirl vibration is generated. Therefore, when the whirl vibration is generated, the vibration mode easily shifts to the conical mode, and generation of noise due to the vibration mode becoming the cylindrical mode can be suppressed.

なお、ホワール振動に起因する騒音の発生を好適に抑制する上では、双方の流体軸受について上述したテーパ面を含むように構成するのが望ましい。
また、請求項２に記載の発明によるように、互いの中心軸が同軸となる位置からずれるよう一対の流体軸受を配設する、又は請求項３に記載の発明によるように各流体軸受の内径を異なるものとする、といった構成によってもロータリーシャフトが流体軸受内で傾きやすくなり、各流体軸受における軸線の旋回位相がずれるようになる。このためホワール振動の発生に際してその振動モードを円錐モードに移行させやすくなり、同振動モードが円筒モードとなることに起因する騒音の発生を抑制することができる。 In order to suitably suppress the generation of noise due to whirl vibration, it is desirable that both the fluid bearings include the above-described tapered surfaces.
Further, according to the invention described in claim 2, a pair of fluid bearings are disposed so that the center axes of the fluid bearings deviate from the coaxial position, or the inner diameters of the fluid bearings as described in claim 3. Even if the configuration is different, the rotary shaft is likely to be inclined in the fluid bearing, and the axis rotation phase of each fluid bearing is shifted. For this reason, when the whirl vibration is generated, the vibration mode is easily shifted to the conical mode, and generation of noise due to the vibration mode becoming the cylindrical mode can be suppressed.

請求項４に記載の発明は、請求項１に記載のターボチャージャの軸受構造において、前記テーパ面は、前記流体軸受の中心軸方向における一端から他端に亘って形成されてなることをその要旨とする。   According to a fourth aspect of the present invention, in the turbocharger bearing structure according to the first aspect, the tapered surface is formed from one end to the other end in the central axis direction of the fluid bearing. And

請求項４に記載の発明によるように、前記流体軸受の中心軸方向における一端から他端に亘って形成することにより、テーパ面の面積を極力大きくすることができる。その結果、ロータリーシャフトが傾斜したときの同ロータリーシャフトと流体軸受との接触面積を極力大きくすることができ、ホワール振動に起因する騒音を抑制しつつより好適にロータリーシャフトを支持することができるようになる。   According to the fourth aspect of the present invention, the area of the tapered surface can be increased as much as possible by forming the fluid bearing from one end to the other end in the central axis direction. As a result, the contact area between the rotary shaft and the fluid bearing when the rotary shaft is tilted can be increased as much as possible, and the rotary shaft can be more suitably supported while suppressing noise caused by whirl vibration. become.

請求項５に記載の発明は、請求項１〜４のいずれか１項に記載のターボチャージャの軸受構造において、前記一対の流体軸受は、前記ロータリーシャフトに回転可能に外嵌されるフローティングメタルを含み、該フローティングメタルの内周面と前記ロータリーシャフトの外周面との間、並びに前記フローティングメタルの外周面と前記ハウジングの内周面との間に潤滑油がそれぞれ供給されて、該潤滑油による流体層が形成されるものであることをその要旨とする。   According to a fifth aspect of the present invention, in the turbocharger bearing structure according to any one of the first to fourth aspects, the pair of fluid dynamic bearings are made of a floating metal that is rotatably fitted to the rotary shaft. Lubricating oil is supplied between the inner peripheral surface of the floating metal and the outer peripheral surface of the rotary shaft, and between the outer peripheral surface of the floating metal and the inner peripheral surface of the housing. The gist is that a fluid layer is formed.

請求項１〜４に記載の各発明については、請求項５に記載の発明によるように、一対の流体軸受は、ロータリーシャフトに回転可能に外嵌されるフローティングメタルを含み、フローティングメタルの内周面とロータリーシャフトの外周面との間、並びにフローティングメタルの外周面とハウジングの内周面との間に潤滑油がそれぞれ供給されて、潤滑油による流体層が形成されるといった態様をもってこれを具体化することができる。   In each of the first to fourth aspects of the present invention, as in the fifth aspect of the present invention, the pair of fluid bearings includes a floating metal that is rotatably fitted to the rotary shaft, and the inner periphery of the floating metal. Specifically, the lubricant is supplied between the outer surface of the rotary shaft and the outer peripheral surface of the rotary shaft, and between the outer peripheral surface of the floating metal and the inner peripheral surface of the housing, thereby forming a fluid layer by the lubricant. Can be

以下、図１及び図２を参照して、この発明にかかる一実施形態について説明する。
図１は、この実施形態におけるターボチャージャの概略構成を示している。図１に示されるように、ターボチャージャは、センターハウジング３１、タービンハウジング３２及びコンプレッサハウジング３３を備えている。センターハウジング３１には、ロータリーシャフト２３が一対の流体軸受１０ａ，１０ｂによって回転可能に支持されている。このロータリーシャフト２３の一端（図１の左側端部）には、タービンホイール２１が固定されている。このタービンホイール２１には、ロータリーシャフト２３の軸線Ｌを中心として放射状に延びる複数のブレード２１ａが設けられている。また、ロータリーシャフト２３の他端（図１の右側端部）には、コンプレッサホイール２２が固定されている。このコンプレッサホイール２２には、ロータリーシャフト２３の軸線Ｌを中心として放射状に延びる複数のブレード２２ａが設けられている。 Hereinafter, an embodiment according to the present invention will be described with reference to FIGS. 1 and 2.
FIG. 1 shows a schematic configuration of a turbocharger in this embodiment. As shown in FIG. 1, the turbocharger includes a center housing 31, a turbine housing 32, and a compressor housing 33. On the center housing 31, a rotary shaft 23 is rotatably supported by a pair of fluid bearings 10a and 10b. A turbine wheel 21 is fixed to one end of the rotary shaft 23 (left end portion in FIG. 1). The turbine wheel 21 is provided with a plurality of blades 21 a extending radially about the axis L of the rotary shaft 23. A compressor wheel 22 is fixed to the other end of the rotary shaft 23 (the right end in FIG. 1). The compressor wheel 22 is provided with a plurality of blades 22 a extending radially about the axis L of the rotary shaft 23.

センターハウジング３１の一端（図１の左側端部）には、タービンハウジング３２が取り付けられている。このタービンハウジング３２には、タービンホイール２１の外周を囲むように延びるスクロール通路３４と、タービンホイール２１の軸方向に延びる排出ポート３２ａとが形成されている。このスクロール通路３４は内燃機関の排気通路（図示略）と連通されており、同内燃機関の燃焼室からの排気がこの排気通路を介してスクロール通路３４に送り込まれる。   A turbine housing 32 is attached to one end of the center housing 31 (left end portion in FIG. 1). In the turbine housing 32, a scroll passage 34 extending so as to surround the outer periphery of the turbine wheel 21 and a discharge port 32 a extending in the axial direction of the turbine wheel 21 are formed. The scroll passage 34 communicates with an exhaust passage (not shown) of the internal combustion engine, and exhaust from the combustion chamber of the internal combustion engine is sent to the scroll passage 34 through the exhaust passage.

また、タービンハウジング３２内には、タービンホイール２１の外周を囲むように、コンプレッサホイール２２の周方向に沿って延びる導入通路３５が形成されている。スクロール通路３４の排気はこの導入通路３５を通じてタービンホイール２１に向けて吹き付けられる。これにより、タービンホイール２１が軸線Ｌを中心に回転するようになる。その後、排気は排出ポート３２ａに排出されて、排気通路に戻される。   An introduction passage 35 extending along the circumferential direction of the compressor wheel 22 is formed in the turbine housing 32 so as to surround the outer periphery of the turbine wheel 21. Exhaust gas in the scroll passage 34 is blown toward the turbine wheel 21 through the introduction passage 35. As a result, the turbine wheel 21 rotates about the axis L. Thereafter, the exhaust is discharged to the discharge port 32a and returned to the exhaust passage.

一方、センターハウジング３１の他端（図１の右側端部）には、コンプレッサハウジング３３が取り付けられている。このコンプレッサハウジング３３には、コンプレッサホイール２２の軸方向に延びる吸入ポート３３ａと、同コンプレッサホイール２２の外周を囲むように延びて内燃機関の吸気通路（図示略）と連通するコンプレッサ通路３６とが形成されている。更に、コンプレッサハウジング３３には、吸入ポート３３ａを介してタービンハウジング３２内に導入された空気をコンプレッサ通路３６へ送り出すための送出通路３７が設けられている。そして、ロータリーシャフト２３の回転に伴って、コンプレッサホイール２２が軸線Ｌを中心に回転すると、空気が吸入ポート３３ａ、送出通路３７及びコンプレッサ通路３６を介して内燃機関の吸気通路へ強制的に送り出されるようになる。   On the other hand, a compressor housing 33 is attached to the other end of the center housing 31 (the right end portion in FIG. 1). The compressor housing 33 is formed with a suction port 33a extending in the axial direction of the compressor wheel 22 and a compressor passage 36 extending so as to surround the outer periphery of the compressor wheel 22 and communicating with an intake passage (not shown) of the internal combustion engine. Has been. Further, the compressor housing 33 is provided with a delivery passage 37 for sending out the air introduced into the turbine housing 32 through the suction port 33a to the compressor passage 36. When the compressor wheel 22 rotates about the axis L along with the rotation of the rotary shaft 23, air is forcibly sent to the intake passage of the internal combustion engine via the intake port 33a, the delivery passage 37, and the compressor passage 36. It becomes like this.

このようにターボチャージャは、内燃機関から排出される排気をタービンホイール２１に吹き付けることにより、タービンホイール２１を回転させ、このタービンホイール２１とロータリーシャフト２３を介して連結されたコンプレッサホイール２２をタービンホイール２１とともに回転させることにより、吸入空気を強制的に内燃機関の燃焼室内に送り込むようにしている。   In this way, the turbocharger rotates the turbine wheel 21 by blowing the exhaust discharged from the internal combustion engine to the turbine wheel 21, and the compressor wheel 22 connected to the turbine wheel 21 via the rotary shaft 23 is connected to the turbine wheel 21. The intake air is forcibly fed into the combustion chamber of the internal combustion engine.

タービンホイール２１とコンプレッサホイール２２とを連結して高速回転するロータリーシャフト２３は、その軸受部分の焼付きを抑制するために、タービンホイール２１側の流体軸受１０ａとコンプレッサホイール２２側の流体軸受１０ｂによってセンターハウジング３１に支持されている。   The rotary shaft 23 that rotates at a high speed by connecting the turbine wheel 21 and the compressor wheel 22 has a fluid bearing 10a on the turbine wheel 21 side and a fluid bearing 10b on the compressor wheel 22 side in order to suppress seizure of the bearing portion. It is supported by the center housing 31.

次に、図２を参照してロータリーシャフト２３を支持する軸受構造について説明する。ここで、図２（Ａ）は、図１において二点鎖線で囲んだ部分Ａを拡大して示している。また、図２（Ｂ）は図２（Ａ）において二点鎖線で囲んだ部分Ｂを拡大して示している。なお、図２（Ａ），（Ｂ）では、説明の便宜上、後述するフローティングメタル１１ａ，１１ｂの内周面の傾きを誇張して図示している。   Next, a bearing structure for supporting the rotary shaft 23 will be described with reference to FIG. Here, FIG. 2A shows an enlarged portion A surrounded by a two-dot chain line in FIG. FIG. 2B is an enlarged view of a portion B surrounded by a two-dot chain line in FIG. 2A and 2B exaggerate the inclination of the inner peripheral surfaces of floating metals 11a and 11b, which will be described later, for convenience of explanation.

図２（Ａ）に示されるように、流体軸受１０ａ，１０ｂは、ロータリーシャフト２３に遊嵌された円筒状のフローティングメタル１１ａ，１１ｂと、センターハウジング３１に形成されそれらフローティングメタル１１ａ，１１ｂを回転可能に支持する軸受部３１ａ，３１ｂとを備えている。タービンホイール２１側のフローティングメタル１１ａは２つのスナップリング１８によって、また、コンプレッサホイール２２側のフローティングメタル１１ｂは、スナップリング１８とスラストベアリング１９とによってそれぞれロータリーシャフト２３の軸方向への移動が規制されている。なお、スナップリング１８と各フローティングメタル１１ａ，１１ｂとの間には微小なクリアランスが形成されている。また、各フローティングメタル１１ａ，１１ｂの最小内径Ｄはロータリーシャフト２３の外径ｄよりも大きく設定されており、ロータリーシャフト２３と各フローティングメタル１１ａ，１１ｂとの間にもクリアランスが形成されている。このため、各フローティングメタル１１ａ，１１ｂは、ロータリーシャフト２３に対して相対回転可能となっている。   As shown in FIG. 2A, the fluid bearings 10a and 10b are formed in a cylindrical floating metal 11a and 11b loosely fitted on the rotary shaft 23, and formed on the center housing 31 to rotate the floating metals 11a and 11b. Bearing portions 31a and 31b are provided to be supported. The floating metal 11a on the turbine wheel 21 side is regulated by the two snap rings 18, and the floating metal 11b on the compressor wheel 22 side is regulated by the snap ring 18 and the thrust bearing 19 in the axial direction of the rotary shaft 23, respectively. ing. A minute clearance is formed between the snap ring 18 and each of the floating metals 11a and 11b. The minimum inner diameter D of each floating metal 11a, 11b is set larger than the outer diameter d of the rotary shaft 23, and a clearance is also formed between the rotary shaft 23 and each floating metal 11a, 11b. For this reason, each of the floating metals 11 a and 11 b can rotate relative to the rotary shaft 23.

フローティングメタル１１ａ，１１ｂには、その径方向に延びる複数の潤滑油供給孔１２が形成されている。また、センターハウジング３１には、これら潤滑油供給孔１２に連通可能な潤滑油供給通路３８が形成されている。潤滑油は、所定の圧力をもってこの潤滑油供給通路３８からフローティングメタル１１ａ，１１ｂの周囲に供給され、更に潤滑油供給孔１２を介してロータリーシャフト２３の周囲に供給される。その結果、フローティングメタル１１ａ，１１ｂの内周面１３ａ，１３ｂとロータリーシャフト２３の外周面２３ａとの間、並びにフローティングメタル１１ａ，１１ｂの外周面１４ａ，１４ｂとセンターハウジング３１の軸受部３１ａ，３１ｂとの間には潤滑油による流体層が形成されるようになる。   A plurality of lubricating oil supply holes 12 extending in the radial direction are formed in the floating metals 11a and 11b. The center housing 31 is formed with a lubricating oil supply passage 38 that can communicate with the lubricating oil supply holes 12. Lubricating oil is supplied from the lubricating oil supply passage 38 to the surroundings of the floating metals 11 a and 11 b with a predetermined pressure, and is further supplied to the surroundings of the rotary shaft 23 through the lubricating oil supply hole 12. As a result, between the inner peripheral surfaces 13a and 13b of the floating metals 11a and 11b and the outer peripheral surface 23a of the rotary shaft 23, the outer peripheral surfaces 14a and 14b of the floating metals 11a and 11b, and the bearing portions 31a and 31b of the center housing 31 In between, a fluid layer is formed by the lubricating oil.

また、図２（Ｂ）に示されるように、フローティングメタル１１ａは、ロータリーシャフト２３の軸線Ｌの方向における一端から他端に亘り、その内周面１３ａがロータリーシャフト２３の外周面２３ａに対して角度θだけ傾斜したテーパ面となっている。そのため、この流体軸受１０ａのフローティングメタル１１ａの内径は、他方の流体軸受１０ｂに近接した位置における内径Ｄ１よりも、流体軸受１０ｂから離間した位置における内径Ｄ２のほうが大きくなっている。すなわち、フローティングメタル１１ａは、その内径がコンプレッサホイール２２側の流体軸受１０ｂから離間するほど拡径されている。   Further, as shown in FIG. 2B, the floating metal 11 a extends from one end to the other end in the direction of the axis L of the rotary shaft 23, and its inner peripheral surface 13 a is relative to the outer peripheral surface 23 a of the rotary shaft 23. The taper surface is inclined by an angle θ. For this reason, the inner diameter D2 of the fluid bearing 10a at a position away from the fluid bearing 10b is larger than the inner diameter D1 at a position close to the other fluid bearing 10b. That is, the diameter of the floating metal 11a is increased as the inner diameter is separated from the fluid bearing 10b on the compressor wheel 22 side.

一方、コンプレッサホイール２２側の流体軸受１０ｂは、タービンホイール２１側の流体軸受１０ａと図２（Ａ）において左右対称の構成を有している。従って、タービンホイール２１側の流体軸受１０ａと同様に、フローティングメタル１１ｂの内周面１３ｂはロータリーシャフト２３の外周面２３ａに対して角度θだけ傾斜しており、タービンホイール２１側の流体軸受１０ａから離間するほどその内径が拡径されている。   On the other hand, the fluid bearing 10b on the compressor wheel 22 side has a bilaterally symmetric configuration in FIG. 2A with the fluid bearing 10a on the turbine wheel 21 side. Therefore, like the fluid bearing 10a on the turbine wheel 21 side, the inner peripheral surface 13b of the floating metal 11b is inclined by the angle θ with respect to the outer peripheral surface 23a of the rotary shaft 23, and from the fluid bearing 10a on the turbine wheel 21 side. The inner diameter is increased as the distance increases.

なお、このテーパ面の傾斜角度θを大きく設定するほどロータリーシャフト２３の傾きが大きくなり、各流体軸受１０ａ，１０ｂにおけるロータリーシャフト２３の軸線のずれが大きくなるため円錐モードを保持しやすくなるが、流体軸受１０ａ，１０ｂの内周面１３ａ，１３ｂとロータリーシャフト２３の外周面２３ａとの隙間が大きくなり潤滑油が漏れやすくなるため潤滑油による流体層を保持することが難しくなる。   As the inclination angle θ of the taper surface is set larger, the inclination of the rotary shaft 23 becomes larger, and the displacement of the axis of the rotary shaft 23 in each fluid bearing 10a, 10b becomes larger, so that the conical mode is easily maintained. Since the gap between the inner peripheral surfaces 13a and 13b of the fluid bearings 10a and 10b and the outer peripheral surface 23a of the rotary shaft 23 is increased and the lubricating oil is liable to leak, it is difficult to hold the fluid layer of the lubricating oil.

このため、本実施形態では、この傾斜角度θを、ロータリーシャフト２３の軸線Ｌが各フローティングメタル１１ａ，１１ｂ内で傾斜することにより同ロータリーシャフト２３の振動モードとして円錐モードが好適に励起され、且つロータリーシャフト２３の外周面２３ａと各フローティングメタル１１ａ，１１ｂの内周面１３ａ，１３ｂとの間に潤滑油による流体層が形成されて両者２３ａ，１３ａ並びに２３ａ，１３ｂが流体潤滑状態となる角度に設定している。更に、ロータリーシャフト２３が各フローティングメタル１１ａ，１１ｂ内で傾斜したときに、同ロータリーシャフト２３の外周面２３ａが各フローティングメタル１１ａ，１１ｂの内周面１３ａ，１３ｂと平行になるように、上記傾斜角度θの他、図２（Ａ）に示されるロータリーシャフト２３の外径ｄ、流体軸受１０ａの最小内径Ｄ及び、２つの流体軸受１０ａ，１０ｂの間隔Ｓ等の各諸元が設定されている。   For this reason, in this embodiment, the cone mode is suitably excited as the vibration mode of the rotary shaft 23 when the axis L of the rotary shaft 23 is inclined in each floating metal 11a, 11b. A fluid layer is formed by lubricating oil between the outer peripheral surface 23a of the rotary shaft 23 and the inner peripheral surfaces 13a and 13b of the floating metals 11a and 11b so that both the 23a and 13a and 23a and 13b are in a fluid lubrication state. It is set. Further, when the rotary shaft 23 is inclined in each floating metal 11a, 11b, the above-described inclination is performed so that the outer peripheral surface 23a of the rotary shaft 23 is parallel to the inner peripheral surfaces 13a, 13b of each floating metal 11a, 11b. In addition to the angle θ, various items such as the outer diameter d of the rotary shaft 23 shown in FIG. 2A, the minimum inner diameter D of the fluid bearing 10a, and the interval S between the two fluid bearings 10a and 10b are set. .

以上説明した実施形態では、タービンホイール２１側のフローティングメタル１１ａについてその内周面１３ａを、コンプレッサホイール２２側の流体軸受１０ｂから離間するほど拡径するとともに、コンプレッサホイール２２側のフローティングメタル１１ｂについてもその内周面１３ｂをタービンホイール２１側の流体軸受１０ａから離間するほどその内径が拡径するようにしている。そのため、ロータリーシャフト２３の回転速度が上昇して、ホワール振動が発生し流体軸受１０ａ，１０ｂの内周面１３ａ，１３ｂに沿ってロータリーシャフト２３が旋回するときに、ロータリーシャフト２３が流体軸受１０ａ，１０ｂの内周面の傾斜に沿って傾きやすくなる。   In the embodiment described above, the inner peripheral surface 13a of the floating metal 11a on the turbine wheel 21 side is increased in diameter as the distance from the fluid bearing 10b on the compressor wheel 22 side is increased, and the floating metal 11b on the compressor wheel 22 side is also increased. The inner diameter of the inner peripheral surface 13b is increased as the distance from the fluid bearing 10a on the turbine wheel 21 side increases. Therefore, when the rotational speed of the rotary shaft 23 is increased, whirl vibration is generated and the rotary shaft 23 turns along the inner peripheral surfaces 13a and 13b of the fluid bearings 10a and 10b, the rotary shaft 23 is moved to the fluid bearings 10a and 10b. It becomes easy to incline along the inclination of the inner peripheral surface of 10b.

この点について図３を参照して更に詳細に説明する。なお、この図３では、フローティングメタル１１ａ，１１ｂ及びロータリーシャフト２３の位置関係を模式的に図示している。図３（ｂ）に示されるように、ロータリーシャフト２３が流体軸受１０ａ，１０ｂの内周面の傾斜に沿って傾くことによって、図３（ａ），（ｃ）に矢印で示されるように流体軸受１０ａ，１０ｂにおけるロータリーシャフト２３の軸線Ｌの旋回位相がずれるようになる。そのため、上記構成によればホワール振動の振動モードが円錐モードに移行しやすくなり、同振動モードが円筒モードとなることに起因する騒音の発生を抑制することができるようになる。   This point will be described in more detail with reference to FIG. In FIG. 3, the positional relationship between the floating metals 11a and 11b and the rotary shaft 23 is schematically shown. As shown in FIG. 3B, the rotary shaft 23 tilts along the inclination of the inner peripheral surfaces of the fluid bearings 10a and 10b, so that the fluid as shown by the arrows in FIGS. The turning phase of the axis L of the rotary shaft 23 in the bearings 10a and 10b is shifted. Therefore, according to the above configuration, the vibration mode of the whirl vibration is easily shifted to the conical mode, and the generation of noise due to the vibration mode becoming the cylindrical mode can be suppressed.

また、ロータリーシャフト２３の外周面２３ａに対する各フローティングメタル１１ａ，１１ｂの内周面１３ａ，１３ｂの傾斜角度θを、ロータリーシャフト２３の軸線Ｌがフローティングメタル１１ａ，１１ｂ内で傾斜することにより同ロータリーシャフト２３の振動モードとして円錐モードが好適に励起され、且つロータリーシャフト２３の外周面２３ａとフローティングメタル１１ａ，１１ｂの内周面１３ａ，１３ｂとの間の潤滑油による流体層が保持されて両者２３ａ，１３ａ並びに２３ａ，１３ｂが流体潤滑状態となるように設定した。更に、ロータリーシャフト２３が各フローティングメタル１１ａ，１１ｂ内で傾斜したときに、同ロータリーシャフト２３の外周面２３ａが各フローティングメタル１１ａ，１１ｂの内周面１３ａ，１３ｂと平行になるように、上記傾斜角度θの他、図２（Ａ）に示されるロータリーシャフト２３の外径ｄ、流体軸受１０ａの最小内径Ｄ及び、２つの流体軸受１０ａ，１０ｂの間隔Ｓ等の各諸元を設定した。そのため、ロータリーシャフト２３が傾いた状態であっても、潤滑油による流体層を保持してロータリーシャフト２３を好適に支持することができる。   Further, the inclination angle θ of the inner peripheral surfaces 13a and 13b of the floating metals 11a and 11b with respect to the outer peripheral surface 23a of the rotary shaft 23 is set so that the axis L of the rotary shaft 23 is inclined in the floating metals 11a and 11b. The conical mode is preferably excited as the vibration mode 23, and a fluid layer is maintained between the outer peripheral surface 23a of the rotary shaft 23 and the inner peripheral surfaces 13a and 13b of the floating metals 11a and 11b. 13a and 23a, 13b were set to be in a fluid lubrication state. Further, when the rotary shaft 23 is inclined in each floating metal 11a, 11b, the above-described inclination is performed so that the outer peripheral surface 23a of the rotary shaft 23 is parallel to the inner peripheral surfaces 13a, 13b of each floating metal 11a, 11b. In addition to the angle θ, various parameters such as the outer diameter d of the rotary shaft 23, the minimum inner diameter D of the fluid bearing 10a, and the interval S between the two fluid bearings 10a and 10b shown in FIG. For this reason, even when the rotary shaft 23 is tilted, the rotary shaft 23 can be suitably supported while holding the fluid layer of the lubricating oil.

なお、上記実施形態は、これを適宜変更した以下の形態にて実施することもできる。
・ロータリーシャフト２３の外周面２３ａに対する各フローティングメタル１１ａ，１１ｂの内周面１３ａ，１３ｂの傾斜角度をそれらフローティングメタル１１ａ，１１ｂについて等しくしたが、これらが異なるように設定した構成を採用することもできる。 In addition, the said embodiment can also be implemented with the following forms which changed this suitably.
The inclination angles of the inner peripheral surfaces 13a and 13b of the floating metals 11a and 11b with respect to the outer peripheral surface 23a of the rotary shaft 23 are the same for the floating metals 11a and 11b, but a configuration in which these are set to be different may be adopted. it can.

・上記実施形態では、フローティングメタル１１ａ，１１ｂの内周面１３ａ，１３ｂが他方の流体軸受から離間するほど拡径するように一定の傾斜角度θで傾斜する構成を示した。これに対して、その傾斜角度が他方の流体軸受から離間するに従って変化するものであってもよい。すなわち、内周面１３ａ，１３ｂが他方の流体軸受から離間するほど拡径するものであればよい。   In the above embodiment, the configuration in which the inner peripheral surfaces 13a and 13b of the floating metals 11a and 11b are inclined at a constant inclination angle θ so as to increase in diameter as the distance from the other fluid bearing is increased. On the other hand, the inclination angle may change as it is separated from the other fluid bearing. That is, the inner peripheral surfaces 13a and 13b only need to expand in diameter as they are separated from the other fluid bearing.

・また、上記実施形態では内周面１３ａ，１３ｂ全体をテーパ面としたが、それら内周面１３ａ，１３ｂの一部のみを部分的にテーパ面とするようにしてもよい。
・更に、流体軸受１０ａ，１０ｂの一方についてのみ、そのフローティングメタルの内周面が上記テーパ面とされる構成を適用してもよい。 In the above embodiment, the entire inner peripheral surfaces 13a and 13b are tapered surfaces, but only a part of the inner peripheral surfaces 13a and 13b may be partially tapered.
-Furthermore, you may apply the structure by which the internal peripheral surface of the floating metal is made into the said taper surface only about one of the fluid bearings 10a and 10b.

・また、上記実施形態において例示したように、フローティングメタル１１ａ，１１ｂの内周面１３ａ，１３ｂをテーパ面とする構成に代えて、あるいは同構成と併せて、図４（ｂ）に示される構成を採用することもできる。すなわち、流体軸受１０ａ，１０ｂの中心軸Ｃａ，Ｃｂが同軸位置からずれるようにセンターハウジング３１における軸受部３１ａ，３１ｂを配設することもできる。   In addition, as illustrated in the above embodiment, the configuration shown in FIG. 4B instead of the configuration in which the inner peripheral surfaces 13a and 13b of the floating metals 11a and 11b are tapered surfaces or in combination with the configuration. Can also be adopted. That is, the bearing portions 31a and 31b in the center housing 31 can be disposed so that the central axes Ca and Cb of the fluid bearings 10a and 10b are shifted from the coaxial positions.

上記構成によれば、タービンホイール２１側のフローティングメタル１１１ａの内周面１１３ａとコンプレッサホイール２２側のフローティングメタル１１１ｂの内周面１１３ｂは、図４（ａ），（ｃ）に示されるように互いにずれた状態となる。   According to the above configuration, the inner peripheral surface 113a of the floating metal 111a on the turbine wheel 21 side and the inner peripheral surface 113b of the floating metal 111b on the compressor wheel 22 side are mutually connected as shown in FIGS. 4 (a) and 4 (c). It will be in a shifted state.

従って、フローティングメタル１１１ａ，１１１ｂの内周面１１３ａ，１１３ｂに沿ってロータリーシャフト２３が旋回運動するホワール振動発生時に、図４（ｂ）に示されるようにロータリーシャフト２３が傾きやすくなり、各流体軸受１０ａ，１０ｂにおける軸線Ｌの旋回位相がずれるようになる。このため、ホワール振動の発生に際してその振動モードを円錐モードに移行させやすくなり、同振動モードが円筒モードとなることに起因する騒音の発生を抑制することができる。   Therefore, when a whirl vibration is generated in which the rotary shaft 23 swings along the inner peripheral surfaces 113a and 113b of the floating metals 111a and 111b, the rotary shaft 23 is easily tilted as shown in FIG. The turning phase of the axis L at 10a and 10b is shifted. For this reason, when the whirl vibration is generated, the vibration mode is easily shifted to the conical mode, and the generation of noise due to the vibration mode becoming the cylindrical mode can be suppressed.

・また、上記実施形態において例示したように、フローティングメタル１１ａ，１１ｂの内周面１３ａ，１３ｂをテーパ面とする構成に代えて、あるいは同構成と併せて、図５（ｂ）に示される構成を採用することもできる。すなわち、タービンホイール２１側のフローティングメタル２１１ａの内径Ｄａよりも、コンプレッサホイール２２側のフローティングメタル２１１ｂの内径Ｄｂを小さくするといった構成を採用することもできる。   In addition, as exemplified in the above-described embodiment, the configuration shown in FIG. 5B instead of or in combination with the configuration in which the inner peripheral surfaces 13a and 13b of the floating metals 11a and 11b are tapered surfaces. Can also be adopted. That is, a configuration in which the inner diameter Db of the floating metal 211b on the compressor wheel 22 side is made smaller than the inner diameter Da of the floating metal 211a on the turbine wheel 21 side can be adopted.

上記構成によれば、図５（ａ），（ｃ）に示されるようにフローティングメタル２１１ａ，２１１ｂの内周面２１３ａ，２１３ｂに沿ってロータリーシャフト２３が旋回運動するホワール振動発生時に、タービンホイール２１側の流体軸受１０ａと、コンプレッサホイール２２側の流体軸受１０ｂとにおけるロータリーシャフト２３の旋回移動量が異なるようになる。このため、ホワール振動の発生に際してその振動モードを円錐モードに移行させやすくなり、同振動モードが円筒モードとなることに起因する騒音の発生を抑制することができる。   According to the above configuration, as shown in FIGS. 5 (a) and 5 (c), the turbine wheel 21 is generated during the occurrence of whirl vibration in which the rotary shaft 23 makes a turning motion along the inner peripheral surfaces 213a and 213b of the floating metals 211a and 211b. The rotational movement amount of the rotary shaft 23 in the fluid bearing 10a on the side and the fluid bearing 10b on the compressor wheel 22 side are different. For this reason, when the whirl vibration is generated, the vibration mode is easily shifted to the conical mode, and the generation of noise due to the vibration mode becoming the cylindrical mode can be suppressed.

・上記実施形態では、フローティングメタルの内周面と外周面の両面に潤滑油による流体層を形成し、フローティングメタルが軸受部３１ａ，３１ｂ内で回転する、いわゆるフルフローティングタイプの流体軸受についてこの発明にかかる軸受構造を適用したものを例示した。しかしながら、この発明はこうしたフルフローティングタイプの流体軸受のみに限定されるものではない。例えば、フローティングメタルの内周面と外周面との両面に潤滑油による流体層を形成するものの、フローティングメタルが回転しないセミフローティングタイプの流体軸受や、軸受部３１ａ，３１ｂにベアリングメタルが固定されロータリーシャフト２３の外周面２３ａとベアリングメタルの内周面との間にのみ潤滑油による流体層が形成される軸受等、ロータリーシャフト２３が流体層を介して支持される流体軸受であればこの発明を適用することができる。   In the above embodiment, the invention relates to a so-called full floating type fluid bearing in which a fluid layer is formed by lubricating oil on both the inner and outer peripheral surfaces of the floating metal, and the floating metal rotates in the bearing portions 31a and 31b. The thing which applied the bearing structure concerning is illustrated. However, the present invention is not limited to such a full floating type fluid bearing. For example, although a fluid layer is formed by lubricating oil on both the inner and outer peripheral surfaces of the floating metal, a semi-floating type fluid bearing in which the floating metal does not rotate or a bearing metal fixed to the bearing portions 31a and 31b and a rotary The present invention is applicable to a fluid bearing in which the rotary shaft 23 is supported via a fluid layer, such as a bearing in which a fluid layer is formed by a lubricating oil only between the outer peripheral surface 23a of the shaft 23 and the inner peripheral surface of the bearing metal. Can be applied.

この発明にかかる軸受構造を適用したターボチャージャの断面図。Sectional drawing of the turbocharger to which the bearing structure concerning this invention is applied. （Ａ）は、図１における部分Ａを拡大して示す拡大断面図。（Ｂ）は、更に（Ａ）における部分Ｂを拡大して示す拡大断面図。(A) is an expanded sectional view which expands and shows the part A in FIG. (B) is an expanded sectional view which expands and shows the part B in (A) further. 一実施形態における軸受構造のフローティングメタルとロータリーシャフトのみを図示した三面図。（ｂ）は正面図。（ａ），（ｃ）は、端面図。FIG. 3 is a three-side view illustrating only a floating metal and a rotary shaft of a bearing structure in one embodiment. (B) is a front view. (A), (c) is an end view. 同実施形態の変更例としての軸受構造を図示した三面図。（ｂ）は正面図。（ａ），（ｃ）は端面図。The three-plane figure which illustrated the bearing structure as a modification of the embodiment. (B) is a front view. (A), (c) is an end view. 同実施形態の変更例としての軸受構造におけるフローティングメタルとロータリーシャフトのみを図示した三面図。（ｂ）は正面図。（ａ），（ｃ）は端面図。FIG. 3 is a three-side view illustrating only a floating metal and a rotary shaft in a bearing structure as a modified example of the embodiment. (B) is a front view. (A), (c) is an end view. 一対の流体軸受によって支持されたロータリーシャフトが円筒モードで振動する状態を模式的に示す模式図。The schematic diagram which shows typically the state which the rotary shaft supported by a pair of fluid bearing vibrates in a cylindrical mode. 一対の流体軸受によって支持されたロータリーシャフトが円錐モードで振動する状態を模式的に示す模式図。The schematic diagram which shows typically the state which the rotary shaft supported by a pair of fluid bearing vibrates in a conical mode.

符号の説明Explanation of symbols

１０ａ，１０ｂ…流体軸受、１１ａ，１１ｂ…フローティングメタル、１２…潤滑油供給孔、１３ａ，１３ｂ…内周面、１４ａ，１４ｂ…外周面、１８…スナップリング、１９…スラストベアリング、２１…タービンホイール、２１ａ…ブレード、２２…コンプレッサホイール、２２ａ…ブレード、２３…ロータリーシャフト、２３ａ…外周面、３１…センターハウジング、３２…タービンハウジング、３２ａ…排出ポート、３３…コンプレッサハウジング、３３ａ…吸入ポート、３４…スクロール通路、３５…導入通路、３６…コンプレッサ通路、３７…送出通路、３８…潤滑油供給通路。 DESCRIPTION OF SYMBOLS 10a, 10b ... Fluid bearing, 11a, 11b ... Floating metal, 12 ... Lubricating oil supply hole, 13a, 13b ... Inner peripheral surface, 14a, 14b ... Outer peripheral surface, 18 ... Snap ring, 19 ... Thrust bearing, 21 ... Turbine wheel , 21a ... blade, 22 ... compressor wheel, 22a ... blade, 23 ... rotary shaft, 23a ... outer peripheral surface, 31 ... center housing, 32 ... turbine housing, 32a ... discharge port, 33 ... compressor housing, 33a ... suction port, 34 Scroll passage, 35 ... introduction passage, 36 ... compressor passage, 37 ... delivery passage, 38 ... lubricating oil supply passage.

Claims (5)

タービンホイール及びコンプレッサホイールを連結するロータリーシャフトが一対の流体軸受によりハウジングに回転可能に支持されたターボチャージャの軸受構造において、
前記一対の流体軸受のうち少なくとも一方は、その内周面が他方の流体軸受から離間するほど拡径されたテーパ面を含んでなる
ことを特徴とするターボチャージャの軸受構造。 In a turbocharger bearing structure in which a rotary shaft connecting a turbine wheel and a compressor wheel is rotatably supported by a housing by a pair of fluid bearings,
A turbocharger bearing structure, wherein at least one of the pair of fluid bearings includes a tapered surface whose inner peripheral surface is increased in diameter as being separated from the other fluid bearing. タービンホイール及びコンプレッサホイールを連結するロータリーシャフトが一対の流体軸受によりハウジングに回転可能に支持されたターボチャージャの軸受構造において、
互いの中心軸が同軸となる位置からずれるよう前記一対の流体軸受を配設する
ことを特徴とするターボチャージャの軸受構造。 In a turbocharger bearing structure in which a rotary shaft connecting a turbine wheel and a compressor wheel is rotatably supported by a housing by a pair of fluid bearings,
The turbocharger bearing structure, wherein the pair of hydrodynamic bearings are disposed so that their center axes deviate from a coaxial position. タービンホイール及びコンプレッサホイールを連結するロータリーシャフトが一対の流体軸受によりハウジングに回転可能に支持されたターボチャージャの軸受構造において、
各流体軸受の内径を異なるものとする
ことを特徴とするターボチャージャの軸受構造。 In a turbocharger bearing structure in which a rotary shaft connecting a turbine wheel and a compressor wheel is rotatably supported by a housing by a pair of fluid bearings,
The turbocharger bearing structure is characterized in that each fluid bearing has a different inner diameter. 請求項１に記載のターボチャージャの軸受構造において、
前記テーパ面は、前記流体軸受の中心軸方向における一端から他端に亘って形成されてなる
ことを特徴とするターボチャージャの軸受構造。 The turbocharger bearing structure according to claim 1,
The taper surface is formed from one end to the other end in the central axis direction of the fluid bearing. 請求項１〜４のいずれか１項に記載のターボチャージャの軸受構造において、
前記一対の流体軸受は、前記ロータリーシャフトに回転可能に外嵌されるフローティングメタルを含み、該フローティングメタルの内周面と前記ロータリーシャフトの外周面との間、並びに前記フローティングメタルの外周面と前記ハウジングの内周面との間に潤滑油がそれぞれ供給されて、該潤滑油による流体層が形成されるものである
ことを特徴とするターボチャージャの軸受構造。 In the bearing structure of the turbocharger according to any one of claims 1 to 4,
The pair of fluid dynamic bearings includes a floating metal that is rotatably fitted to the rotary shaft, and between the inner peripheral surface of the floating metal and the outer peripheral surface of the rotary shaft, and the outer peripheral surface of the floating metal and the A bearing structure for a turbocharger, wherein lubricating oil is supplied between the inner peripheral surface of the housing and a fluid layer is formed by the lubricating oil.
JP2006158394A 2006-06-07 2006-06-07 Bearing structure of turbocharger Pending JP2007327385A (en)

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