JP2013148128A - Radial sliding bearing - Google Patents

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Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a radial sliding bearing capable of effectively improving a support load by oil film reaction force.SOLUTION: In a radial sliding bearing 1 pivotally supporting a crankshaft 2 by a bearing metal 10, an oil supply groove 25 for supplying lubrication oil is open on the inner circumferential face 11a of an upper bearing 11; and on the inner circumferential face 11a of the upper bearing 11, two first projections 14 extending in a circumferential direction at both axial ends and two second projections 15 disposed at the opening edge of the oil supply groove 25, are formed to increase oil film pressure.

Description

本発明は、内燃機関のクランクシャフトなどの比較的大きなラジアル荷重が負荷される軸の支持に好適なラジアルすべり軸受に関する。   The present invention relates to a radial plain bearing suitable for supporting a shaft to which a relatively large radial load is applied, such as a crankshaft of an internal combustion engine.

回転軸を軸支するラジアルすべり軸受は、円筒状の軸受面が形成された軸受台、あるいは軸受台とこれに形成された円筒孔に装着される円筒状の軸受板（ベアリングメタル）とにより構成される。軸受面を形成する軸受部材（軸受台または軸受板）には、一体型と半割り型とがあり、クランクシャフトのような異径軸の軸受には、一般的に半割り型が採用される。また、クランクシャフトのような大きなラジアル荷重を軸支する軸受には、潤滑油を用いる流体潤滑軸受が一般的に用いられる。   A radial plain bearing that supports a rotating shaft is composed of a bearing base with a cylindrical bearing surface, or a bearing base and a cylindrical bearing plate (bearing metal) that is mounted in a cylindrical hole formed in the bearing base. Is done. The bearing member (bearing base or bearing plate) that forms the bearing surface includes an integral type and a half type, and a half type is generally adopted for bearings of different diameter shafts such as a crankshaft. . In addition, a fluid lubricated bearing using lubricating oil is generally used for a bearing that supports a large radial load such as a crankshaft.

流体潤滑軸受は、回転軸の外周面と軸受面との間に軸受隙間（軸受面の半径と回転軸の半径との差）を設け、主にこの隙間に給油した潤滑油のくさび作用およびスクイズ作用により、油膜によって軸受面から浮上させた状態で回転軸を支持する。したがって、流体潤滑軸受では、潤滑油が軸受隙間から外部に漏れるようになっており、回転軸の運転（回転）中には潤滑油を常時供給する必要がある。   In a fluid lubricated bearing, a bearing gap (difference between the radius of the bearing surface and the radius of the rotating shaft) is provided between the outer peripheral surface of the rotating shaft and the bearing surface, and the wedge action and squeeze of lubricating oil mainly supplied to this gap By the action, the rotating shaft is supported in a state of being floated from the bearing surface by the oil film. Therefore, in the fluid lubricated bearing, the lubricating oil leaks to the outside through the bearing gap, and it is necessary to always supply the lubricating oil during the operation (rotation) of the rotating shaft.

流体潤滑軸受の軸受隙間が大きいと、外部に漏れる潤滑油の量が増えることにより、内燃機関の出力でオイルポンプを駆動する自動車などでは、オイルポンプの負荷増大により燃費が悪化する。これを防止するため、軸受部材の内周面の軸方向両端部に、固体潤滑剤からなる凸部を周方向に沿って設けたラジアルすべり軸受が提案されている（特許文献１）。   If the bearing clearance of the fluid lubricated bearing is large, the amount of lubricating oil leaking to the outside increases, and in an automobile or the like that drives the oil pump with the output of the internal combustion engine, the fuel consumption deteriorates due to an increase in the load of the oil pump. In order to prevent this, a radial slide bearing has been proposed in which convex portions made of a solid lubricant are provided along the circumferential direction at both axial ends of the inner peripheral surface of the bearing member (Patent Document 1).

特開２００１−１８２７５１号公報JP 2001-182751 A

しかしながら、特許文献１のすべり軸受では、潤滑油の漏れを制限することはできるが、油膜反力による支持荷重については何ら検討されていない。特に、潤滑油を供給するオイル供給溝などの給油凹部が軸受部材の内周面に形成される場合には、これがない場合に比べて油膜反力が低くなるため、軸受部材の幅を広くするなどの対策をとる必要がある。   However, although the sliding bearing of Patent Document 1 can limit the leakage of the lubricating oil, no consideration has been given to the support load due to the oil film reaction force. In particular, when an oil supply recess such as an oil supply groove for supplying lubricating oil is formed on the inner peripheral surface of the bearing member, the oil film reaction force is lower than when there is no oil supply groove, so the width of the bearing member is increased. It is necessary to take measures such as.

本発明は、このような従来技術に含まれる課題を解消するべく案出されたものであり、油膜反力による支持荷重を効果的に向上できるラジアルすべり軸受を提供することを目的とする。   The present invention has been devised to solve the problems included in the prior art, and an object of the present invention is to provide a radial slide bearing capable of effectively improving the support load due to the oil film reaction force.

このような課題を解決するために、本発明の一側面によれば、回転軸（２）を軸支するラジアルすべり軸受（１）であって、軸受部材（１０）の内周面には、潤滑油を供給する給油凹部（２４，２５）が開口するとともに、軸方向両端部にて周方向に延在する第１凸部（１４）と前記給油凹部の開口縁に配置された第２凸部（１５，１１５，２１５）とが形成された構成とする。   In order to solve such a problem, according to one aspect of the present invention, a radial plain bearing (1) that pivotally supports the rotating shaft (2), the inner peripheral surface of the bearing member (10) includes: The oil supply recesses (24, 25) for supplying the lubricating oil are opened, and the first protrusions (14) extending in the circumferential direction at both axial end portions and the second protrusions disposed at the opening edges of the oil supply recesses. The parts (15, 115, 215) are formed.

この構成によれば、回転軸を支持する潤滑油が給油凹部に流出し難くなるため、軸受面における油膜圧力を高めて支持荷重を大きくすることができる。   According to this configuration, the lubricating oil that supports the rotating shaft is unlikely to flow out to the oil supply recess, so that the oil film pressure on the bearing surface can be increased and the support load can be increased.

また、本発明の一側面によれば、前記給油凹部が周方向に延在する給油溝（２５）であり、前記第２凸部（１５）が前記給油溝の軸方向両側に周方向に延在するように形成された構成とすることができる。   Further, according to one aspect of the present invention, the oil supply recess is an oil supply groove (25) extending in the circumferential direction, and the second protrusion (15) extends in the circumferential direction on both axial sides of the oil supply groove. It can be set as the structure formed so that it may exist.

この構成によれば、給油溝が形成された如何なる部位においても、回転軸を支持する潤滑油が給油凹部に流出し難くなるため、軸受面における油膜反力を高めることができる。   According to this configuration, the lubricating oil that supports the rotating shaft hardly flows out to the oil supply recess at any part where the oil supply groove is formed, so that the oil film reaction force on the bearing surface can be increased.

また、本発明の一側面によれば、前記給油凹部が給油孔（２４）であり、前記第２凸部（１１５，２１５）が前記給油孔を囲繞するように形成された構成とすることができる。   Further, according to one aspect of the present invention, the oil supply recess is an oil supply hole (24), and the second convex portions (115, 215) are formed so as to surround the oil supply hole. it can.

この構成によれば、給油孔が形成された角度位置で油膜反力が回転軸を支持するときに、潤滑油が軸方向および周方向への移動により給油凹部に流出して軸受面全体における油膜反力が小さくなることを防止できる。   According to this configuration, when the oil film reaction force supports the rotating shaft at the angular position where the oil supply hole is formed, the lubricating oil flows into the oil supply recess due to movement in the axial direction and the circumferential direction, and the oil film on the entire bearing surface It is possible to prevent the reaction force from becoming small.

また、本発明の一側面によれば、前記第２凸部（２１５）が周方向に延在するように形成された構成とすることができる。これにより、回転軸の荷重が大きくなる位置に給油孔が設けられた場合にも、第２凸部の周方向端部に回転軸が片当りすることを抑制できる。   In addition, according to one aspect of the present invention, the second convex portion (215) can be configured to extend in the circumferential direction. Thereby, even when the oil supply hole is provided at a position where the load on the rotating shaft becomes large, it is possible to suppress the rotating shaft from hitting the circumferential end of the second convex portion.

また、本発明の一側面によれば、前記第１凸部および前記第２凸部の厚さが１５μｍ以下である構成とすることができる。これにより、凸部が形成されていない軸受面部分における油膜圧力の低下を抑制して断面全体での油膜反力を効果的に増大させることができる。   In addition, according to one aspect of the present invention, the first convex portion and the second convex portion may have a thickness of 15 μm or less. Thereby, the fall of the oil film pressure in the bearing surface part in which the convex part is not formed can be suppressed, and the oil film reaction force in the entire cross section can be effectively increased.

また、本発明の一側面によれば、前記第１凸部および前記第２凸部が樹脂被膜層からなる構成とすることができ、これにより、凸部を容易に形成することができる。   Further, according to one aspect of the present invention, the first convex portion and the second convex portion can be made of a resin coating layer, whereby the convex portion can be easily formed.

また、本発明の一側面によれば、前記第１凸部および前記第２凸部が金属めっき層からなる構成とすることができ、これにより、耐摩耗性の高い凸部を形成することができる。   In addition, according to one aspect of the present invention, the first convex portion and the second convex portion can be made of a metal plating layer, whereby a convex portion having high wear resistance can be formed. it can.

また、本発明の一側面によれば、前記軸受部材の内周面には機械加工による条痕（１３）が形成され、前記第１凸部および前記第２凸部が前記条痕上に形成された構成とすることができる。   Further, according to one aspect of the present invention, a streak (13) is formed on the inner peripheral surface of the bearing member by machining, and the first convex part and the second convex part are formed on the streak. It can be set as the structure made.

この構成によれば、軸受面に対する凸部の付着力を高めることができる。また、凸部が磨耗しても、条痕の谷部には凸部の分子が残っており、条痕の平均厚さ分だけ油膜厚さを薄くできる、すなわち凸部が残っているのと同じ状態にできるため、磨耗し易い材料で凸部を形成した場合や回転軸の偏心量が大きい場合に効果を持続させることができる。   According to this structure, the adhesive force of the convex part with respect to a bearing surface can be improved. In addition, even if the protrusions are worn, the molecules of the protrusions remain in the valleys of the streaks, and the oil film thickness can be reduced by the average thickness of the streaks, that is, the protrusions remain. Since the same state can be achieved, the effect can be maintained when the convex portion is formed of a material that easily wears or when the eccentric amount of the rotating shaft is large.

このように本発明によれば、油膜反力による支持荷重を効果的に向上できるラジアルすべり軸受を提供することができる。   As described above, according to the present invention, it is possible to provide a radial slide bearing capable of effectively improving the support load due to the oil film reaction force.

第１実施形態に係る軸受を適用したエンジンの断面図Sectional drawing of the engine which applied the bearing which concerns on 1st Embodiment 図１中のII−II線に沿うエンジンの縦断面図1 is a longitudinal sectional view of the engine along the line II-II in FIG. 図１中のロアベアリングの詳細図Detailed view of lower bearing in Fig. 1 図１中のアッパベアリングの詳細図Detailed view of the upper bearing in Fig. 1 くさび作用の効果説明図Effect explanation diagram of wedge action スクイズ作用の効果説明図Effect explanation diagram of squeeze action 油膜圧力の分布図Oil film pressure distribution map 図１に示すアッパベアリングによる油膜圧力の分布図Oil film pressure distribution by the upper bearing shown in Fig. 1 図１に示す凸部の状態変化を示す概念図Conceptual diagram showing a change in state of the convex portion shown in FIG. 第２実施形態に係るアッパベアリングの詳細図Detailed view of the upper bearing according to the second embodiment 図３実施形態に係るアッパベアリングの詳細図3 is a detailed view of the upper bearing according to the embodiment.

以下、図面を参照して、本発明に係るラジアルすべり軸受（以下、単に軸受と称する。）１を往復ピストンエンジンＥのクランクシャフト２のジャーナル軸受に適用した複数の実施形態について詳細に説明する。   Hereinafter, a plurality of embodiments in which a radial plain bearing (hereinafter simply referred to as a bearing) 1 according to the present invention is applied to a journal bearing of a crankshaft 2 of a reciprocating piston engine E will be described in detail with reference to the drawings.

≪第１実施形態≫
まず、図１〜図９を参照して本発明の第１実施形態を説明する。図１および図２に示すように、軸受１は、シリンダブロック３に一体形成されたカムホルダ４と、ロワブロック５に一体形成され、ボルト６によってカムホルダ４に締結されるカムキャップ７と、カムホルダ４とカムキャップ７との接合部に水平方向に形成された貫通孔８に装着される半割りのベアリングメタル１０とより構成され、水平方向に延在させた状態でクランクシャフト２をベアリングメタル１０の内周面（以下、軸受面１０ａと称する。）により支持する。 << First Embodiment >>
First, a first embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. As shown in FIGS. 1 and 2, the bearing 1 includes a cam holder 4 formed integrally with the cylinder block 3, a cam cap 7 formed integrally with the lower block 5 and fastened to the cam holder 4 with bolts 6, and the cam holder 4. The camshaft 7 is composed of a halved bearing metal 10 mounted in a through hole 8 formed in the horizontal direction at a joint portion between the camshaft 7 and the crankshaft 2 extending in the horizontal direction. It is supported by an inner peripheral surface (hereinafter referred to as a bearing surface 10a).

シリンダブロック３には、クランクシャフト２と平行に延在するオイルギャラリ２１がクランクシャフト２の上方に形成されており、オイルギャラリ２１から分岐するオイル供給路２２がカムホルダ４に厚さ方向の中央を通って下方へ延びるように形成されている。オイル供給路２２の下流端は貫通孔８の内周面に開口しており、カムホルダ４側の貫通孔８の半円筒面には、オイル供給路２２に整合する軸方向中央にて周方向に延在する溝状のオイル溜め２３が形成されている。   In the cylinder block 3, an oil gallery 21 extending in parallel with the crankshaft 2 is formed above the crankshaft 2, and an oil supply path 22 branched from the oil gallery 21 is formed in the cam holder 4 at the center in the thickness direction. It is formed so as to extend downward. The downstream end of the oil supply path 22 is open to the inner peripheral surface of the through hole 8, and the semi-cylindrical surface of the through hole 8 on the cam holder 4 side is circumferential in the axial center aligned with the oil supply path 22. An extending groove-like oil sump 23 is formed.

図４に併せて示すように、カムホルダ４に装着される半円筒状のアッパベアリング１１には、オイル溜め２３に整合する軸方向中央にて外周面と内周面１１ａとに開口する２本の給油孔２４がそれぞれ周方向に異なる位置に形成されている。また、アッパベアリング１１の内周面１１ａには、給油孔２４が形成された軸方向の中央に、周方向に延在する給油溝２５が形成されている。   As shown in FIG. 4, the semi-cylindrical upper bearing 11 attached to the cam holder 4 has two openings that open to the outer peripheral surface and the inner peripheral surface 11 a in the axial center aligned with the oil sump 23. The oil supply holes 24 are formed at different positions in the circumferential direction. An oil supply groove 25 extending in the circumferential direction is formed in the inner peripheral surface 11a of the upper bearing 11 at the center in the axial direction where the oil supply hole 24 is formed.

クランクシャフト２のジャーナル２ａには、軸心を通って径方向に貫通するジャーナル内油路２６が形成されており、ジャーナル内油路２６の中央部からはクランクピン２ｂに向かう給油路２７が形成されている。これにより、オイル供給路２２からオイル溜め２３、給油孔２４を通って給油溝２５に供給されたオイルが、ジャーナル内油路２６および給油路２７を通ってクランクピン２ｂを軸支するコンロッド９の軸受部に供給されるようになっている。   The journal 2a of the crankshaft 2 is formed with an oil passage 26 in the journal that passes through the shaft in the radial direction, and an oil supply passage 27 is formed from the center of the journal oil passage 26 toward the crank pin 2b. Has been. As a result, the oil supplied from the oil supply path 22 through the oil reservoir 23 and the oil supply hole 24 to the oil supply groove 25 passes through the oil path 26 and the oil supply path 27 in the journal, and the connecting rod 9 that pivotally supports the crank pin 2b. It is supplied to the bearing portion.

ロアベアリング１２およびアッパベアリング１１により円筒形に構成されるベアリングメタル１０の軸受面１０ａは、ジャーナル２ａの半径よりも軸受隙間ｃ分だけ大きな半径に設定される。なお、軸受隙間ｃは通常、軸受半径の１／１０００程度あるいはそれ以下（例えば、軸受半径が３０ｍｍの場合、３０μｍ以下）に設定される。また、図には明示されないが、アッパおよびロアの両ベアリング１１，１２の周方向両端には、組付け時の締め代に相当するクラッシュリリーフが設けられる。クラッシュリリーフは、潤滑油による異物の排出や、潤滑油の効率的な排出の機能も果たす。また、アッパおよびロアの両ベアリング１１，１２には、適度なオイルリリーフが設定される。オイルリリーフは、半速ふれ回り（half speed whirl）の防止や、くさび油膜の積極的形成、冷却油量の確保などの機能を果たす。   The bearing surface 10a of the bearing metal 10 configured in a cylindrical shape by the lower bearing 12 and the upper bearing 11 is set to a radius larger than the radius of the journal 2a by the bearing clearance c. The bearing gap c is usually set to about 1/1000 or less of the bearing radius (for example, 30 μm or less when the bearing radius is 30 mm). Although not clearly shown in the drawing, crush reliefs corresponding to the tightening allowance at the time of assembly are provided at both circumferential ends of the upper and lower bearings 11 and 12. The crush relief also functions to discharge foreign matters by the lubricating oil and to efficiently discharge the lubricating oil. Further, appropriate oil relief is set for both the upper and lower bearings 11 and 12. Oil relief functions to prevent half speed whirl, to actively form a wedge oil film, and to ensure the amount of cooling oil.

図３（Ａ）はカムキャップ７に装着されるロアベアリング１２の正面図であり、図３（Ｂ）はロアベアリング１２の下面図であり、図３（Ｃ）は、（Ｂ）中のＣ−Ｃ断面図である。ロアベアリング１２は、半円筒状に成形された一定幅の板材からなり、その内周面１２ａには機械加工による条痕１３（図９参照）が形成されている。条痕１３は、ボーリング加工により形成してもよく、ダイヤモンド加工、プレス加工などによるマイクログルーブ仕上げなどによって形成してもよい。ロアベアリング１２の内周面１２ａの軸方向両端縁には、片当りを防止するための面取り１２ｂが施されている。ロアベアリング１２の周方向の一端には、径方向外側へ突出する位置決め用の爪１２ｃが一体形成されている。ロアベアリング１２の内周面１２ａには、軸方向両端部にて周方向に延在する２本の第１凸部１４が形成されている。   3A is a front view of the lower bearing 12 attached to the cam cap 7, FIG. 3B is a bottom view of the lower bearing 12, and FIG. 3C is a view of C in FIG. It is -C sectional drawing. The lower bearing 12 is made of a plate material having a constant width formed in a semi-cylindrical shape, and a streak 13 (see FIG. 9) is formed on the inner peripheral surface 12a by machining. The striations 13 may be formed by boring, or may be formed by microgroove finishing by diamond processing, press processing, or the like. Chamfers 12b are provided at both end edges in the axial direction of the inner peripheral surface 12a of the lower bearing 12 to prevent one-side contact. At one end in the circumferential direction of the lower bearing 12, a positioning claw 12c protruding outward in the radial direction is integrally formed. On the inner peripheral surface 12a of the lower bearing 12, two first convex portions 14 extending in the circumferential direction at both axial end portions are formed.

図４（Ａ）はアッパベアリング１１の正面図であり、図４（Ｂ）はアッパベアリング１１の下面図であり、図４（Ｃ）は、（Ｂ）中のＢ−Ｂ断面図である。アッパベアリング１１もロアベアリング１２と同様に半円筒状に成形された一定幅の板材からなり、その内周面１１ａには機械加工による条痕１３が形成されている。また、アッパベアリング１１にも、内周面１１ａの軸方向両端縁に面取り１１ｂが施されており、周方向の一端に位置決め用の爪１１ｃが形成されている。   4A is a front view of the upper bearing 11, FIG. 4B is a bottom view of the upper bearing 11, and FIG. 4C is a cross-sectional view taken along line BB in FIG. 4B. Similarly to the lower bearing 12, the upper bearing 11 is made of a plate material having a constant width and formed in a semi-cylindrical shape, and a streak 13 is formed on the inner peripheral surface 11a by machining. Further, the upper bearing 11 is also chamfered 11b at both axial end edges of the inner peripheral surface 11a, and a positioning claw 11c is formed at one end in the circumferential direction.

アッパベアリング１１の内周面１１ａに開口して延在する給油溝２５は、一定幅および一定深さに形成されて軸直角方向に延在するように半周にわたって形成されている。アッパベアリング１１の内周面１１ａには、軸方向両端部にて周方向に延在する２本の第１凸部１４と、給油溝２５の軸方向両側の開口縁に沿って周方向に延在する２本の第２凸部１５とが形成されている。各第１凸部１４および各第２凸部１５は、同一かつ一定の幅および厚さに形成され、互いに平行に軸直角方向に延在している。   The oil supply groove 25 that opens and extends in the inner peripheral surface 11a of the upper bearing 11 is formed over a half circumference so as to have a constant width and a constant depth and extend in a direction perpendicular to the axis. The inner surface 11a of the upper bearing 11 extends in the circumferential direction along the two first convex portions 14 extending in the circumferential direction at both axial ends and the opening edges on both sides in the axial direction of the oil supply groove 25. Two existing second convex portions 15 are formed. Each 1st convex part 14 and each 2nd convex part 15 are formed in the same and fixed width | variety and thickness, and are extended in the axis-perpendicular direction in parallel with each other.

第１凸部１４および第２凸部１５の幅は、１ｍｍ〜２ｍｍが好ましい。第１凸部１４および第２凸部１５の厚さは、１μｍ〜１５μｍが好ましく、２μｍ〜５μｍがより好ましい。ここでは、各第１凸部１４および各第２凸部１５は、幅が１ｍｍ、厚さが５μｍとされている。   As for the width | variety of the 1st convex part 14 and the 2nd convex part 15, 1 mm-2 mm are preferable. The thickness of the first convex portion 14 and the second convex portion 15 is preferably 1 μm to 15 μm, and more preferably 2 μm to 5 μm. Here, each 1st convex part 14 and each 2nd convex part 15 are made into width 1mm and thickness 5 micrometers.

第１凸部１４および第２凸部１５は、底摩擦抵抗および高耐熱性の単一樹脂からなる樹脂被膜層として形成することができる。あるいは、単一合成樹脂に固体潤滑剤を含む複合樹脂からなる樹脂被膜層として形成してもよい。樹脂被膜層は、例えば、アッパおよびロアの両ベアリング１１，１２を脱脂、洗浄、余熱して、スプレー塗装またはスクリーン印刷により内周面１１ａ，１２ａに樹脂被膜層となる塗料を塗布し、この塗料を高温反応硬化させることで形成される。   The 1st convex part 14 and the 2nd convex part 15 can be formed as a resin film layer which consists of single resin of bottom friction resistance and high heat resistance. Or you may form as a resin film layer which consists of composite resin which contains a solid lubricant in single synthetic resin. The resin coating layer is made by, for example, degreasing, washing, and preheating both the upper and lower bearings 11 and 12 and applying a coating material that becomes a resin coating layer to the inner peripheral surfaces 11a and 12a by spray coating or screen printing. Is formed by high temperature reaction curing.

第１凸部１４および第２凸部１５の主材となる樹脂としては、ポリアミド樹脂（ＰＡ）、ポリフェニレンサルファイド（ＰＰＳ）、エポキシ樹脂、フェノール樹脂、シリコーン樹脂、ポリアミドイミド樹脂（ＰＡＩ）、ポリイミド樹脂（ＰＩ）、ポリテトラフルオロエチレン（ＰＴＦＥ）などを用いることができる。また、これらの樹脂のなかから選択される２種以上の複合樹脂を用いてもよい。なお、「複合樹脂」とは、樹脂ブレンド、ポリマーアロイ、共重合体化等を含むものである。   As the main resin of the first convex portion 14 and the second convex portion 15, polyamide resin (PA), polyphenylene sulfide (PPS), epoxy resin, phenol resin, silicone resin, polyamideimide resin (PAI), polyimide resin (PI), polytetrafluoroethylene (PTFE), or the like can be used. Two or more composite resins selected from these resins may be used. The “composite resin” includes a resin blend, a polymer alloy, and a copolymerization.

一方、固体潤滑剤としては、二硫化モリブデン（ＭｏＳ２）や二硫化タングステン（ＷＳ２）などの遷移金属硫化物、グラファイト、六方晶ボロンナイトライド、合成マイカ、タルクのフィラーなどの無機固体潤滑剤や、ポリテトラフルオロエチレン（ＰＴＦＥ）、四弗化エチレンパーフルオロアルキルビニルエーテル（ＰＦＡ）などのフッ素系樹脂からなるフィラーが挙げられる。これらは単独で用いてもよく、２種類以上を併用してもよい。 On the other hand, as solid lubricants, inorganic solid lubricants such as transition metal sulfides such as molybdenum disulfide (MoS 2 ) and tungsten disulfide (WS 2 ), graphite, hexagonal boron nitride, synthetic mica, and talc filler. And fillers made of fluorine-based resins such as polytetrafluoroethylene (PTFE) and tetrafluoroethylene perfluoroalkyl vinyl ether (PFA). These may be used alone or in combination of two or more.

或いは、第１凸部１４および第２凸部１５を金属めっき層により形成してもよい。金属めっき層の主材としては、錫、銅、銀などの軟質金属およびこれらの合金を用いることができる。金属めっき層は、例えばめっき処理あるいは蒸着により形成することができる。   Or you may form the 1st convex part 14 and the 2nd convex part 15 with a metal plating layer. As the main material of the metal plating layer, soft metals such as tin, copper, silver, and alloys thereof can be used. The metal plating layer can be formed, for example, by plating or vapor deposition.

このように構成された軸受１によれば、クランクシャフト２を支持する潤滑油が軸方向に移動して給油溝２５に流出し難くなるため、軸受面１０ａにおける油膜反力すなわち支持荷重が大きくなる。   According to the bearing 1 configured as described above, the lubricating oil that supports the crankshaft 2 moves in the axial direction and does not easily flow out to the oil supply groove 25, so that the oil film reaction force, that is, the support load on the bearing surface 10a increases. .

この効果について以下に具体的に説明する。まず、給油溝２５が形成されていないロアベアリング１２について説明すると、凸部１４，１５が形成されていない通常のラジアルすべり軸受３０１の断面では、クランクシャフト２の矢印方向への回転によるくさび作用によって図５（Ａ）に矢印で示すような分布の圧力が発生する。なお、図中には、中心２ｘを有するジャーナル２ａと中心３１０ｘを有する軸受面３１０ａとを、軸受隙間ｃ（半径差）を誇張して示している。ここで、矢印で示す油膜圧力の垂直成分を円周に沿って積分したものが支持荷重となる。このうち圧力が最も大きくなる角度位置Ｆでの軸受部材３１０の軸方向に沿う油膜圧力は図５（Ｂ）に示すような分布となる。   This effect will be specifically described below. First, the lower bearing 12 in which the oil supply groove 25 is not formed will be described. In a cross section of a normal radial slide bearing 301 in which the convex portions 14 and 15 are not formed, a wedge action due to rotation of the crankshaft 2 in the arrow direction is performed. A pressure distribution as shown by an arrow in FIG. 5A is generated. In the drawing, the journal 2a having the center 2x and the bearing surface 310a having the center 310x are exaggerated by showing the bearing gap c (radius difference). Here, the support load is obtained by integrating the vertical component of the oil film pressure indicated by the arrow along the circumference. Of these, the oil film pressure along the axial direction of the bearing member 310 at the angular position F at which the pressure is greatest has a distribution as shown in FIG.

上記した凸部１４，１５の厚さの上限値は、くさび作用によって負荷容量が最大となるときの最小油膜厚さｈ２以下とするのが好ましい。なお、上記凸部１４，１５の厚さの下限値は、後述する圧力流れの速度向上による圧力増大効果を得るために好ましい値であることを意味する。 It is preferable that the upper limit value of the thickness of the convex portions 14 and 15 is not more than the minimum oil film thickness h 2 when the load capacity is maximized by the wedge action. In addition, the lower limit value of the thickness of the convex portions 14 and 15 means a preferable value for obtaining a pressure increasing effect by improving the pressure flow speed described later.

一方、凸部１４，１５が形成されていない通常のラジアルすべり軸受３０１の断面では、スクイズ作用によって図６（Ａ）に示すような分布の油膜圧力が発生する。このうち圧力が最も大きくなる角度位置Ｆでの軸方向に沿う油膜圧力は図６（Ｂ）に示すような分布となる。スクイズ作用による油膜圧力は、油膜厚さが小さくなるほど大きくなり、平行面すきまの場合には油膜厚さの３乗に反比例する。そのため、油膜厚さや軸受隙間ｃにもよるが、ここではくさび作用による圧力とスクイズ作用による圧力とを足し合わせた油膜圧力が図７（Ａ）に示すような分布となるものとする。   On the other hand, in a cross section of a normal radial slide bearing 301 in which the convex portions 14 and 15 are not formed, an oil film pressure having a distribution as shown in FIG. 6A is generated by a squeeze action. Among these, the oil film pressure along the axial direction at the angular position F at which the pressure becomes maximum has a distribution as shown in FIG. The oil film pressure due to the squeeze action increases as the oil film thickness decreases, and in the case of a parallel surface clearance, it is inversely proportional to the cube of the oil film thickness. For this reason, although depending on the oil film thickness and the bearing gap c, the oil film pressure obtained by adding the pressure due to the wedge action and the pressure due to the squeeze action is assumed to have a distribution as shown in FIG.

ここで、図７（Ｂ）を参照して、特許文献１のように軸受部材４１０の内周面の軸方向両端部に凸部４１４を設けたラジアルすべり軸受４０１について検討すると、特許文献１の実施の形態に記載されているような、凸部４１４の厚さが２０〜５０μｍとされて組付け時に凸部４１４と回転軸とがかなり強く接触している状態では、回転軸を回転させても両凸部４１４間ではくさび作用もスクイズ作用も働かないため、油膜圧力は図７（Ｂ）に示すように０となる。   Here, with reference to FIG. 7B, when a radial plain bearing 401 in which convex portions 414 are provided at both end portions in the axial direction of the inner peripheral surface of the bearing member 410 as in Patent Document 1 is examined, Patent Document 1 As described in the embodiment, in the state where the thickness of the convex portion 414 is 20 to 50 μm and the convex portion 414 and the rotating shaft are in contact with each other at the time of assembly, the rotating shaft is rotated. However, since the wedge action and the squeeze action do not work between the two convex portions 414, the oil film pressure becomes 0 as shown in FIG.

その後、内燃機関を強制的に初期運転させたとして、なじみ運転によって凸部４１４が徐々に削り取られて凸部４１４間でくさび作用とスクイズ作用とが有効的に働くようになると、凸部４１４では油膜厚さが凸部４１４間よりも薄いことにより、凸部４１４での圧力勾配が大きくなり、油膜圧力は図７（Ｃ）の実線で示すような分布となって断面全体での油膜圧力（支持荷重）が大きくなる。なお、図７（Ｂ）、（Ｃ）中の破線は（Ａ）の圧力分布を示している。   Thereafter, assuming that the internal combustion engine is forcibly initially operated, the convex portion 414 is gradually scraped off by the conforming operation so that the wedge action and the squeeze action are effectively performed between the convex portions 414. Since the oil film thickness is thinner than between the protrusions 414, the pressure gradient at the protrusions 414 increases, and the oil film pressure is distributed as shown by the solid line in FIG. Support load). In addition, the broken line in FIG. 7 (B) and (C) has shown the pressure distribution of (A).

本実施形態では、上記したように第１凸部１４の厚さを、くさび作用による負荷容量が最大になるときの最小油膜厚さｈ２以下に設定しているため、初期運転時から油膜圧力を図７（Ｃ）のように高めて支持荷重を最大限に引き上げることができる。 In the present embodiment, as described above, the thickness of the first convex portion 14 is set to be equal to or less than the minimum oil film thickness h 2 when the load capacity due to the wedge action is maximized. As shown in FIG. 7C, the support load can be maximized.

次に、内周面１１ａの軸方向中央に周方向に延在する給油溝２５が形成されたアッパベアリング１１について説明する。給油溝２５ではくさび作用およびスクイズ作用が働かないものとし、くさび作用およびスクイズ作用による圧力に比べて非常に小さな給油圧力を無視すると、凸部がないラジアルすべり軸受３０１による油膜圧力は図８（Ａ）に示すような分布となる。   Next, the upper bearing 11 in which an oil supply groove 25 extending in the circumferential direction is formed at the center in the axial direction of the inner peripheral surface 11a will be described. In the oil supply groove 25, it is assumed that the wedge action and the squeeze action do not work, and the oil film pressure by the radial slide bearing 301 having no convex portion is shown in FIG. ) Distribution as shown below.

一方、特許文献１のような凸部４１４が形成されたラジアルすべり軸受４０１においては、なじみ運転によってくさび作用とスクイズ作用とが有効的に働くようになったときでも、潤滑油が給油溝２５に流出しやすいため、油圧圧力は図８（Ｂ）に示すような分布となり、給油溝２５がない場合とくらべてその効果が大幅に低下してしまう。   On the other hand, in the radial plain bearing 401 in which the convex portion 414 as in Patent Document 1 is formed, even when the wedge action and the squeeze action are effectively performed by the running-in operation, the lubricating oil is applied to the oil supply groove 25. Since the oil easily flows out, the hydraulic pressure has a distribution as shown in FIG. 8B, and the effect is greatly reduced as compared with the case where the oil supply groove 25 is not provided.

本実施形態では、上記したように給油溝２５の両側に第２凸部１５が形成されたことにより、潤滑油が給油溝２５に流出し難い。そのため、油膜圧力は、図８（Ｃ）に示すようになり、第２凸部１５がない場合に比べて大幅に増大する。なお、第２凸部１５の厚さが、最大負荷容量となるときの最小油膜厚さｈ２以下である５μｍとされたことにより、凸部１４，１５が形成されていない領域での油膜圧力の低下を抑制して、断面全体での油膜反力を増大できることは、第１凸部１４と同じである。 In the present embodiment, as described above, since the second convex portions 15 are formed on both sides of the oil supply groove 25, the lubricating oil hardly flows out to the oil supply groove 25. Therefore, the oil film pressure is as shown in FIG. 8 (C), and is significantly increased as compared with the case where the second convex portion 15 is not provided. The thickness of the second convex portion 15, the minimum oil film by which is the thickness h 2 or less is 5 [mu] m, oil film pressure in the region where the convex portions 14, 15 are not formed when the maximum load capacity It is the same as the first convex portion 14 that the oil film reaction force in the entire cross section can be increased by suppressing the decrease in the pressure.

また、本実施形態では、第２凸部１５が給油溝２５の軸方向両側に周方向に延在するように形成されているため、給油溝２５が形成された如何なる部位においても、ジャーナル２ａを支持する潤滑油が給油溝２５に流出し難くなるため、軸受面１０ａの油膜反力が大きくなる。   Further, in the present embodiment, since the second convex portion 15 is formed so as to extend in the circumferential direction on both sides in the axial direction of the oil supply groove 25, the journal 2a can be attached to any portion where the oil supply groove 25 is formed. Since the supporting lubricating oil does not easily flow out to the oil supply groove 25, the oil film reaction force of the bearing surface 10a increases.

そして本実施形態では、図９の左上に示すように、アッパベアリング１１の内周面１１ａに条痕１３が形成され、第１および第２凸部１４，１５が条痕１３上に形成されるため、凸部１４，１５の軸受面１０ａに対する付着力が高くなっている。また、図９の左下に示すように、凸部１４，１５が磨耗しても、条痕１３の谷部には凸部１４，１５の分子が残ることで、条痕１３の平均厚さ分だけ油膜厚さが薄くなる、すなわち図９の右下に示すように凸部１４，１５が残っているのと同じ状態になるため、磨耗し易い樹脂コーティングなどで凸部１４，１５を形成した場合やジャーナル２ａの偏心量ｅが大きい場合にも効果が持続する。   In the present embodiment, as shown in the upper left of FIG. 9, the streak 13 is formed on the inner peripheral surface 11 a of the upper bearing 11, and the first and second convex portions 14 and 15 are formed on the streak 13. For this reason, the adhesive force with respect to the bearing surface 10a of the convex parts 14 and 15 is high. Further, as shown in the lower left of FIG. 9, even if the protrusions 14 and 15 are worn, the molecules of the protrusions 14 and 15 remain in the valleys of the stripes 13, so that the average thickness of the stripes 13 can be obtained. Since the oil film thickness is reduced only, that is, as shown in the lower right of FIG. 9, the projections 14 and 15 remain in the same state, so that the projections 14 and 15 are formed by a resin coating that easily wears. Even when the eccentric amount e of the journal 2a is large, the effect continues.

また、アッパベアリング１１の内周面１１ａに給油溝２５が形成され、ロアベアリング１２の内周縁が平坦（溝なし）とされたことにより、燃料の燃焼によって大きな下向きの軸荷重を受けるロアベアリング１２の油膜圧力を大きくできる一方、軸荷重が比較的小さなアッパベアリング１１には給油溝２５を設けてジャーナル内油路２６を介するクランクピン２ｂへの給油を可能にしつつ、負荷容量の低下も抑制できる。   Further, the oil supply groove 25 is formed in the inner peripheral surface 11a of the upper bearing 11, and the inner periphery of the lower bearing 12 is flat (no groove), so that the lower bearing 12 that receives a large downward axial load due to fuel combustion. The oil bearing pressure can be increased, while the upper bearing 11 with a relatively small axial load is provided with an oil supply groove 25 to enable oil supply to the crank pin 2b via the oil passage 26 in the journal, while also suppressing a decrease in load capacity. .

≪第２実施形態≫
次に、第２実施形態に係る軸受１について図１０を参照して説明する。なお、第１実施形態と同様の部材や部位には同一の符号を付し、その構成および効果についての説明を省略する。以降の実施形態においても同様とする。 << Second Embodiment >>
Next, the bearing 1 according to the second embodiment will be described with reference to FIG. In addition, the same code | symbol is attached | subjected to the member and site | part similar to 1st Embodiment, and the description about the structure and effect is abbreviate | omitted. The same applies to the following embodiments.

本実施形態の軸受１は、第１実施形態と同様にクランクシャフト２を軸支するために用いられる。図示省略するが、本実施形態では、カムホルダ４にはオイル溜め２３は形成されておらず、カムホルダ４における貫通孔８を画定する半円筒面にオイル供給路２２が直接開口する。本実施形態のアッパベアリング１１１は、内周面１１１ａに上記給油溝２５が形成されておらず、オイル供給路２２に連通する１本の給油孔２４のみが内周面１１１ａの軸方向の中央に開口している。第１凸部１４は第１実施形態と同様に軸方向両端部にて周方向に延設されている。一方、第２凸部１１５は、給油孔２４を囲繞するようにその開口縁に沿って内周面１１１ａに形成されている。   The bearing 1 of this embodiment is used to support the crankshaft 2 in the same manner as in the first embodiment. Although not shown, in the present embodiment, the oil reservoir 23 is not formed in the cam holder 4, and the oil supply path 22 opens directly on the semi-cylindrical surface that defines the through hole 8 in the cam holder 4. In the upper bearing 111 of this embodiment, the oil supply groove 25 is not formed on the inner peripheral surface 111a, and only one oil supply hole 24 communicating with the oil supply path 22 is provided at the center in the axial direction of the inner peripheral surface 111a. It is open. The 1st convex part 14 is extended in the circumferential direction in the axial direction both ends similarly to 1st Embodiment. On the other hand, the 2nd convex part 115 is formed in the internal peripheral surface 111a along the opening edge so that the oil supply hole 24 may be surrounded.

アッパベアリング１１１がこのように構成された軸受１によっても、給油孔２４が形成された角度位置で油膜反力がジャーナル２ａを支持するときに、潤滑油が軸方向および周方向への移動により給油孔２４に流出して軸受面全体での油膜反力が小さくなることを防止できる。   Even with the bearing 1 in which the upper bearing 111 is configured in this manner, when the oil film reaction force supports the journal 2a at the angular position where the oil supply hole 24 is formed, the lubricating oil is supplied by movement in the axial direction and the circumferential direction. It is possible to prevent the oil film reaction force from flowing out to the hole 24 and reducing the entire bearing surface.

≪第３実施形態≫
次に、第３実施形態に係る軸受１について図１１を参照して説明する。本実施形態の軸受１では、アッパベアリング２１１の構成のみが第２実施形態と相違する。本実施形態のアッパベアリング２１１も、内周面２１１ａに上記給油溝２５は形成されておらず、オイル供給路２２に連通する１本の給油孔２４のみが内周面２１１ａの軸方向中央に開口している。第１凸部１４は第１実施形態と同様であり、第２凸部２１５は、給油孔２４を囲繞するようにその開口縁に沿って内周面２１１ａに形成されるとともに、半周にわたって周方向に延在するように形成されている。アッパベアリング２１１がこのように構成された軸受１によっても、第２実施形態と同様の効果を得ることができるとともに、ジャーナル２ａの荷重が大きくなる位置に給油孔２４が設けられていても、第２凸部２１５の周方向端部にジャーナル２ａが片当りすることを抑制できる。 «Third embodiment»
Next, a bearing 1 according to a third embodiment will be described with reference to FIG. In the bearing 1 of this embodiment, only the configuration of the upper bearing 211 is different from that of the second embodiment. In the upper bearing 211 of this embodiment, the oil supply groove 25 is not formed on the inner peripheral surface 211a, and only one oil supply hole 24 communicating with the oil supply path 22 is opened at the center in the axial direction of the inner peripheral surface 211a. doing. The 1st convex part 14 is the same as that of 1st Embodiment, and while the 2nd convex part 215 is formed in the internal peripheral surface 211a along the opening edge so that the oil supply hole 24 may be surrounded, it is circumferential direction over a semicircle. It is formed so as to extend. Even with the bearing 1 in which the upper bearing 211 is configured in this way, the same effect as in the second embodiment can be obtained, and even if the oil supply hole 24 is provided at a position where the load of the journal 2a is increased, The journal 2a can be prevented from hitting the circumferential end of the two convex portions 215.

以上で具体的実施形態の説明を終えるが、本発明は上記実施形態に限定されることなく幅広く変形実施することができる。例えば、上記実施形態では、アッパおよびロアの両ベアリング１１，１２に第１凸部１４を形成しているが、アッパベアリング１１のみに形成してもよい。また、上記実施形態では、オイル供給路２２がアッパベアリング１１に接続しているが、給油孔２４が形成されたロアベアリング１２に接続してもよい。上記実施形態では、第１凸部１４および第２凸部１５，２１５をアッパおよびロアの両ベアリング１１，１２、２１２の周方向全域に形成しているが、負荷の大きな部位のみに形成する形態としてもよい。上記実施形態では、ベアリングメタル１０に凸部１４、１５、１１５、２１５が形成されているが、ベアリングメタル１０を用いない軸受の場合には、カムホルダ４やカムキャップ７に相当する軸受壁の軸受面に凸部１４、１５、１１５、２１５を形成してもよい。この他、各部材や部位の具体的構成や配置、数量など、本発明の趣旨を逸脱しない範囲であれば適宜変更可能である。他方、上記実施形態に示した本発明に係る軸受１の各構成要素は必ずしも全てが必須ではなく、少なくとも本発明の趣旨を逸脱しない限りにおいて適宜取捨選択することが可能である。   Although the description of the specific embodiment is finished as described above, the present invention is not limited to the above embodiment and can be widely modified. For example, in the above-described embodiment, the first convex portion 14 is formed on both the upper and lower bearings 11 and 12, but may be formed only on the upper bearing 11. Moreover, in the said embodiment, although the oil supply path 22 is connected to the upper bearing 11, you may connect to the lower bearing 12 in which the oil supply hole 24 was formed. In the above embodiment, the first convex portion 14 and the second convex portions 15 and 215 are formed in the entire circumferential direction of both the upper and lower bearings 11, 12, and 212. It is good. In the above embodiment, the protrusions 14, 15, 115, and 215 are formed on the bearing metal 10. However, in the case of a bearing that does not use the bearing metal 10, the bearing on the bearing wall corresponding to the cam holder 4 or the cam cap 7. Convex portions 14, 15, 115, and 215 may be formed on the surface. In addition, the specific configuration, arrangement, and quantity of each member and part can be changed as long as they do not depart from the spirit of the present invention. On the other hand, all the components of the bearing 1 according to the present invention shown in the above embodiment are not necessarily essential, and can be appropriately selected without departing from the gist of the present invention.

１ ラジアルすべり軸受
２ クランクシャフト
２ａ ジャーナル
１０ ベアリングメタル（軸受部材）
１３ 条痕
１４ 第１凸部
１５，１１５，２１５ 第２凸部
２４ 給油孔
２５ 給油溝 1 Radial slide bearing 2 Crankshaft 2a Journal 10 Bearing metal (bearing member)
13 streak 14 1st convex part 15,115,215 2nd convex part 24 Oil supply hole 25 Oil supply groove

Claims (8)

回転軸を軸支するラジアルすべり軸受であって、軸受部材の内周面には、潤滑油を供給する給油凹部が開口するとともに、軸方向両端部にて周方向に延在する第１凸部と前記給油凹部の開口縁に配置された第２凸部とが形成されたことを特徴とするラジアルすべり軸受。   A radial sliding bearing that supports a rotating shaft, and a first convex portion that extends in the circumferential direction at both axial end portions, with an oil supply concave portion that supplies lubricating oil being opened on an inner peripheral surface of the bearing member And a second convex portion arranged at the opening edge of the oil supply concave portion. 前記給油凹部が周方向に延在する給油溝であり、前記第２凸部が前記給油溝の軸方向両側に周方向に延在するように形成されたことを特徴とする、請求項１に記載のラジアルすべり軸受。   The oil supply recess is an oil supply groove extending in a circumferential direction, and the second protrusion is formed to extend in the circumferential direction on both axial sides of the oil supply groove. The described radial plain bearing. 前記給油凹部が給油孔であり、前記第２凸部が前記給油孔を囲繞するように形成されたことを特徴とする、請求項２に記載のラジアルすべり軸受。   The radial sliding bearing according to claim 2, wherein the oil supply recess is an oil supply hole, and the second protrusion is formed so as to surround the oil supply hole. 前記第２凸部が周方向に延在するように形成されたことを特徴とする、請求項３に記載のラジアルすべり軸受。   The radial slide bearing according to claim 3, wherein the second convex portion is formed so as to extend in a circumferential direction. 前記第１凸部および前記第２凸部の厚さが１５μｍ以下であることを特徴とする、請求項１〜請求項４のいずれか一項に記載のラジアルすべり軸受。   The radial slide bearing according to any one of claims 1 to 4, wherein a thickness of the first convex portion and the second convex portion is 15 µm or less. 前記第１凸部および前記第２凸部が樹脂被膜層からなることを特徴とする、請求項１〜５のいずれか一項に記載のラジアルすべり軸受。   The radial sliding bearing according to claim 1, wherein the first convex portion and the second convex portion are made of a resin coating layer. 前記第１凸部および前記第２凸部が金属めっき層からなることを特徴とする、請求項１〜請求項５いずれか一項に記載のラジアルすべり軸受。   The radial sliding bearing according to any one of claims 1 to 5, wherein the first convex portion and the second convex portion are made of a metal plating layer. 前記軸受部材の内周面には機械加工による条痕が形成され、前記第１凸部および前記第２凸部が前記条痕上に形成されたことを特徴とする、請求項６または請求項７に記載のラジアルすべり軸受。   The striation by machining is formed in the internal peripheral surface of the said bearing member, The said 1st convex part and the said 2nd convex part were formed on the said streak, The Claim 6 or Claim characterized by the above-mentioned. 7. A radial plain bearing according to 7.
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