JP5071150B2 - ターボチャージャ用軸受装置 - Google Patents

Description

本発明は、自動車のターボチャージャの回転軸を回転自在に支持するターボチャージャ用軸受装置に関する。

自動車のターボチャージャは、回転軸の一端側にタービンが取り付けられるとともに他端側にインペラが取り付けられ、回転軸の中間部がターボチャージャのハウジングの孔部に挿通されており、この中間部において、軸受装置により回転軸が回転可能に支持された構造になっている。
従来、かかるターボチャージャ用軸受装置として、単列のアンギュラ玉軸受を回転軸の軸方向両側にそれぞれ配置し、これらの間において、両アンギュラ玉軸受の外輪を軸方向両側に弾発付勢するコイルばねとスペーサとを設けたものが知られている（例えば、特許文献１及び２参照）。

この従来のターボチャージャ用軸受装置では、玉を安定して回転させるために、通常、前記コイルばねにより玉の自転軸を一定方向固定させる程度の、大きめのアキシャル荷重が予圧として付与されている。
特開平１１−１０１１２８号公報 実用新案登録第２５７７０１１号公報

しかし、上記ターボチャージャ用軸受装置では、自転軸を一定方向に向けた状態で各玉が自転ながら、内輪及び外輪軌道に沿って転動するため、その自転軸に対応する赤道回りの同じ部分だけが内輪及び外輪軌道に接触することになる。
従って、このような転動状態で、硬質の異物が混入した潤滑油が軸受装置に供給されると、その異物が玉の転動部分に噛み込み、玉の外周赤道付近を周回するバンド状の摩耗痕が生じることがあり、この摩耗痕によって異常音が発生するおそれがある。

本発明は、このような問題点に鑑み、アンギュラ玉軸受の玉にバンド状の摩耗痕が発生するのを防止して、異常音の発生を防止ないし抑制することができるターボチャージャ用軸受装置を提供することを目的とする。

従来、ターボチャージャ用軸受装置では、玉を安定して回転させるために、玉の自転軸が一定方向に固定される程度の予圧を外輪に付与するのが技術常識であった。
ところが、本発明者らが鋭意研究を重ねたところ、単に玉の安定回転のみを重要視して外輪の予圧を設定すると、前記した通り、潤滑油中に硬質の異物が混入している場合には、自転軸が変動しない玉の転動部分に摩耗痕が発生し易く、これが異常音の発生の原因となることを見出した。

本発明は、上記知見に基づいて完成したものであり、ターボチャージャの回転軸をハウジング内で回転自在に支持するターボチャージャ用軸受装置であって、前記回転軸の軸方向に離れた一対の内輪軌道を有する回転軸側に設けられた内輪と、前記内輪軌道に対向する外輪軌道を有するハウジング側に設けられた一対の外輪と、前記内輪軌道と前記外輪軌道との間に転動自在に複数の玉を配置してなる一対のアンギュラ玉軸受と、前記各玉の自転軸が一定方向に固定されない程度に前記各アンギュラ玉軸受にアキシャル方向の定圧予圧を付与する予圧付与部材とを備えていることを特徴とする。

本発明によれば、上記予圧付与部材が、各玉の自転軸が一定方向に固定されない程度に前記各アンギュラ玉軸受に定圧予圧を付与するので、自転時に生じるジャイロ力によって玉の自転軸が時間の経過とともに変動する。
このため、アンギュラ玉軸受の玉と内輪及び外輪軌道の間に供給される潤滑油に硬質の異物が混入していても、玉の外周面にバンド状の摩耗痕が発生するのを極力防止することができ、かかる摩耗痕に伴う異常音の発生を防止ないし抑制することができる。

上記予圧付与部材は、具体的には、前記一対の外輪間に介装された一対のスリーブと、この各スリーブを介して前記各外輪にそれぞれアキシャル方向の予圧を付与すべく当該一対のスリーブ間に介装された予圧ばねとから構成することができる。
この場合、各玉の自転軸が一定方向に固定されない程度に各アンギュラ玉軸受に定圧予圧を付与するには、前記予圧ばねによるアキシャル方向の予圧荷重を、次の不等式（１）が成立する範囲内に設定すればよい。

ただし、Ｆａ：予圧荷重（Ｎ）、μ：玉と軌道面との転がり摩擦定数、ｄ：玉径（ｍｍ）、Ｄ：玉のＰＣＤ（Pitch Circle Diameter）（ｍｍ）、Ｚ：玉の個数、θ：軸受接触角（度）、ｎ：軸受回転数（ｍｉｎ^-1）である。

上記不等式（１）の右辺は、アンギュラ玉軸受の玉の自転軸を一定方向に固定させる場合に必要な、最小のアキシャル荷重を演算するための力学公式である。
従って、上記式（１）右辺の力学公式で演算可能なアキシャル荷重の最小値よりも予圧荷重Ｆａが小さい値となるように、予圧ばねの弾性常数、自然長及び圧縮量等を設定しておくことにより、アンギュラ玉軸受に対するアキシャル方向の予圧荷重を、各玉の自転軸が一定方向に固定されない程度に設定することができる。

以上の通り、本発明によれば、玉の自転軸を一定方向に固定しない程度の軽予圧を付与するようにしたので、玉にバンド状の摩耗痕が発生するのを防止でき、これによって異常音が発生するのを抑制ないし防止することができる。

以下、図面を参照しつつ、本発明の実施の形態を説明する。
図１は、本発明のターボチャージャ用軸受装置１の一実施形態を示す断面図である。
図２は、そのターボチャージャ用軸受装置１が組み込まれたターボチャージャＴの概略構成を示す断面図である。
図２に示すように、本実施形態のターボチャージャＴは、排気流路３１を流通する排気により、回転軸３２の一端側（図２の右側）に固定したタービン３３を回転させるようになっている。

この回転軸３２の回転は、当該回転軸３２の他端側（図２の左側）に固定されたインペラ３４に伝わり、このインペラ３４が給気流路３５内で回転する。
この結果、給気流路３５の上流側開口から吸引された空気が圧縮され、これにより、ガソリンや軽油等の燃料とともに圧縮された空気が、図示しないエンジンのシリンダ室内に送り込まれる。

かかるターボチャージャＴの回転軸３２は、数万〜十数万（回／分）もの高速で回転し、しかも、エンジンの運転状況に応じて回転速度が頻繁に変化する。そのため、回転損失を低減すべくハウジング３６内に設けられたターボチャージャ用軸受装置１によって、回転軸３２をハウジング３６に対して小さな回転抵抗で支持している。
このターボチャージャ用軸受装置１は、ターボチャージャＴのハウジング３６内に設けられた円筒状の軸受支持部３６ａを備え、この筒内部に組み込まれている。一端にタービン３３が取り付けられかつ他端にインペラ３４が取り付けられた上記回転軸３２は、その中間部において、当該軸受装置１によって回転自在に支持される。

図１に示すように、このターボチャージャ用軸受装置１は、上記軸受支持部３６ａと、この軸受支持部３６ａに同軸心状に挿通された回転軸３２の軸方向に離れて設けられた一対の玉軸受２ａ，２ｂ（第一の玉軸受２ａ及び第二の玉軸受２ｂ）とを備えている。
この両玉軸受２ａ，２ｂの内輪３の間には、内輪間座７が介装されている。また、両玉軸受２ａ，２ｂの外輪４の間には、一対のスリーブ８が介装され、この各スリーブ８の間には、第一の玉軸受２ａ及び第二の玉軸受２ｂに予圧荷重を付与する予圧ばね９が介装されている。

上記ハウジング３６内の軸受支持部３６ａに組み込まれた第一及び第二の玉軸受２ａ，２ｂは、いずれもアンギュラ玉軸受であって、両者の基本的構成はそれぞれ同じである。
第一の玉軸受２ａは、回転軸３２のタービン３３側（図１の右側）に配置され、第二の玉軸受２ｂは、回転軸３２のインペラ３４側（図１の左側）に配置されている。両玉軸受２ａ，２ｂは、それぞれ、外周側に内輪軌道３ａを有する内輪３，３と、内周側に外輪軌道４ａを有する外輪４，４と、これら内輪軌道３ａと外輪軌道４ａの間に転動自在に配置された複数の玉５とを備えている。

内輪３は環状に形成されており、その外周に形成された内輪軌道３ａは所定の曲率半径を有するアンギュラ型の軌道であり、その軸線は斜め内側に向けられている。
また、外輪４も環状に形成されており、その内周には、内輪軌道３ａと対向して、所定の曲率半径を有するアンギュラ型の外輪軌道４ａが形成されている。そして、本実施形態のアンギュラ玉軸受２ａ，２ｂでは、その内輪３及び外輪４は、片側の肩部をなくしたいわゆるカウンタボアを有する断面形状とされている。

転動体としての上記玉５は、円環状の保持器６に設けられた複数のポケット６ａ内に、それぞれ１個ずつ転動自在に保持され、この保持器６により、内輪軌道３ａと外輪軌道４ａとの間に形成された環状空間内に、その周方向に沿って所定の間隔おきに配列されている。
かかる第一及び第二の玉軸受２ａ，２ｂのそれぞれは、ハウジング３６の内側に設けられた軸受支持部３６ａに支持されている。

より詳しくは、両玉軸受２ａ，２ｂのそれぞれの外輪４，４は、軸受支持部８に対する軸方向変位が許容されるように、前記軸受支持部８の両端部内周面に対して比較的ルーズに内嵌されている。
また、両玉軸受２ａ，２ｂのぞれぞれの内輪３，３は、回転軸３２に対する軸方向変位も規制された状態で当該回転軸３２の中間部に外嵌固定され、これにより、回転軸３２の軸方向中間部が、軸方向に離れた一対の玉軸受２ａ，２ｂによってハウジング３６の軸受支持部８に回転自在に支持されている。

前記一対のスリーブ８，８は、互いに軸方向内側の端部８ａが回転軸３２の軸方向で対向するように、軸方向に離れた外輪４，４の間に介装されている。これら各スリーブ８，８は、その外径が外輪４の外径と同径の円筒状に形成され、従って、当該スリーブ８の外周面は外輪４の外周面と面一となっている。
各スリーブ８，８は、その外周面から内周面に向けて貫通形成された油孔１０を有しており、この油孔１０は、その内周面側の貫通出口が内輪軌道３ａの近傍に位置するように径方向に対して傾斜している。

また、図１左側のスリーブ８の外周面と軸受支持部３６ａの内周面の境界面にピン４０がルーズに嵌合されており、このスペーサ８は、このピン４０によって軸受支持部３６ａに対して軸方向及び周方向に位置決めされている。
軸方向に並ぶ一対のスリーブ８，８における内周側でかつ軸方向の対向端部側には、前記予圧ばね９を収納する環状空間を形成するための段差部８ｂが形成されている。この段差部８ｂは、コイル状の予圧ばね９の直径よりも若干大きい径で、スリーブ８，８の内周側の肉厚を環状に切り欠くことによって形成されている。

各内輪３，３の間の内輪間座７は、その内径が内輪３の内径と同径の円筒状に形成され、当該内輪間座７の内周面は、内輪３の内周面と面一となっている。
また、各スリーブ８，８を互いに対向させた状態において、上記段差部８ｂと内輪間座７の外周面とによって環状空間が形成され、この環状空間に前記予圧ばね９が圧縮状態で収納されている。なお、
各スリーブ８，８の軸方向で対向する端面８ａの間には、軸方向長さが約数十μｍの隙間ｓが設けられている。

上記のように、軸受支持部３６ａ、アンギュラ玉軸受２ａ，２ｂ、スリーブ８及び予圧ばね９とにより、ターボチャージャ用軸受装置１が主構成されている。
図２に示すように、上記軸受支持部３６ａを収めたハウジング３６内には、給油通路３７が設けられ、この給油通路３７を通過する潤滑油で玉軸受２ａ，２ｂを潤滑するようになっている。

より詳しくは、潤滑油は、ターボチャージャＴを装着したエンジンの運転時に、給油通路３７の上流側に設けたフィルタ３８により異物が除去された後、軸受支持部３６ａの内周面と第一及び第二の玉軸受２ａ，２ｂ及び各スリーブ８の外周面との間に存在する環状の隙間空間（図示せず）に送り込まれるようになっている。
なお、上記隙間空間は、軸受支持部３６ａと第一及び第二の玉軸受２ａ，２ｂ及びスリーブ８とを隙間嵌めすることにより設けられている。

そして、上記隙間空間を潤滑油で満たすことにより、第一及び第二の玉軸受２ａ，２ｂ及びスリーブ８の外周面と軸受支持部３６ａの内周面との間に全周にわたって油膜（オイルフィルム）が形成され、第一及び第二の玉軸受２ａ，２ｂ及びスリーブ８の振動を軸受支持部３６ａに伝わり難くしている。
このように、上記隙間空間に満たされた潤滑油によって、回転軸３２の回転に基づく振動を減衰させるオイルフィルムダンパが形成されている。

上記隙間空間に送り込まれた潤滑油の一部は、各スリーブ８，８に形成された油孔１０から、第１及び第２の玉軸受２ａ，２ｂの内輪３の外周面に向けて、径方向外方から斜めに噴出するようになっている。また、第１及び第２の玉軸受２ａ，２ｂに向けて噴出した潤滑油は、ハウジング３６の排油口３９より排出される。
本実施形態のターボチャージャ用軸受装置１において、第一及び第二の玉軸受２ａ，２ｂは、互いに接触角の方向を逆にした背面組み合わせ型の状態に配置され、一つの上記予圧ばね９によって定圧予圧を受けている。

すなわち、予圧ばね９は、一対の外輪４，４に対して、軸方向においてそれらが互いに離れる向きの予圧荷重（定圧予圧）を付与するコイルばねよりなる。
具体的には、コイルばねよりなる上記予圧ばね９は、各スリーブ８，８の環状空間内で圧縮状態にあり、その両端をスリーブ８，８に当接させることで、これらのスリーブ８，８，を介して各外輪４，４を互いに離れる軸方向に付勢している。

そして、本実施形態の予圧ばね９は、これによるアキシャル方向の予圧荷重Ｆａが、次の不等式（１）が成立する範囲内に設定されている。

ただし、上記不等式（１）において、各変数の意味と単位は次の通りである。
Ｆａ：アキシャル荷重（Ｎ）
μ：玉と軌道面との転がり摩擦定数
ｄ：玉径（ｍｍ）
Ｄ：玉のＰＣＤ（Pitch Circle Diameter）（ｍｍ）
Ｚ：玉の個数
θ：軸受接触角（度）
ｎ：軸受回転数（ｍｉｎ^-1）
なお、上記不等式（１）において、アキシャル荷重Ｆａの下限値が記載されていないのは、外輪４にアキシャル方向の定圧予圧Ｆａを付与する以上は、そのＦａが０より大きい所定値（Ｆａ＞０）になることが自明だからである。

上記不等式（１）の右辺は、アンギュラ玉軸受２ａ，２ｂの玉５の自転軸を一定方向に固定させる場合に必要な、最小のアキシャル荷重を演算するための力学公式である。
従って、本実施形態では、上記式（１）右辺の力学公式で演算可能なアキシャル荷重の最小値よりもアキシャル方向の予圧荷重Ｆａが小さい値となるように、予圧ばね９の弾性常数、自然長及び圧縮量等を設定しておくことで、アンギュラ玉軸受２ａ，２ｂに対するアキシャル方向の予圧荷重が、各４玉の自転軸が一定方向に固定されない程度に設定されている。

このため、本実施形態の軸受装置１では、外輪間に介装された前記一対のスリーブ８，８と、この各スリーブ８，８を介して各外輪４，４にそれぞれアキシャル方向の定圧予圧を付与する上記予圧ばね８とにより、各玉４の自転軸が一定方向に固定されない程度に各アンギュラ玉軸受２ａ，２ｂにアキシャル方向の定圧予圧を付与する予圧付与部材が構成されている。

以上の構成を有するターボチャージャ用軸受装置１によれば、上記不等式（１）を満たすアキシャル方向の予圧荷重Ｆａ、すなわち、玉５の自転軸を一定方向に固定しない程度の従来よりも比較的軽めの予圧荷重Ｆａが各玉軸受２ａ，２ｂに付与される。
このため、各玉軸受２ａ，２ｂの玉５の自転軸の方向が高速回転時に生じるジャイロ力によって時間の経過とともに変動し、この結果、軌道３ａ，４ａと接触する玉５の転動面が固定されずに変化するので、各玉５にバンド状の摩耗痕が発生するのを未然に防止することができ、ひいては異常音が発生を防止ないし抑制することができる。

また、本実施形態の軸受装置１によれば、各スリーブ８，８間に介在させた予圧ばね９でアキシャル方向の予圧荷重を付与しているので、スリーブ８，８間の隙間ｓを比較的大きい寸法レンジ（例えば、数十μｍオーダー）で管理することが可能となる。
このため、例えば上記スリーブ８，８で定位置予圧を付与する場合に比べて、組み付け精度がラフでよく、組み立てが簡単であるとともに、アキシャル方向の振動を予圧ばね９で吸収できるため、より高速回転に適した軸受装置１を得ることができる。

なお、本発明は上記実施形態に限定されない。
上記実施形態では、一対のスリーブ８が、互いに軸方向の隙間ｓを有して対向しているが、スリーブ８，８の端部同士が直接対向しなければならないわけではなく、例えば、図３に示すように、軸受支持部３６ａの内面側に径方向内側に突出する突出部３６ａ１が形成され、この突出部３６ａ１とスリーブ８，８とが軸方向の隙間ｓ（数十μｍ程度）を有して対向していてもよい。

また、上記実施形態では、各玉軸受２ａ，２ｂの内輪３，３が軸方向に離れており、その間に内輪間座７を介在した構造になっているが、これらの内輪３，３と内輪間座７とを一体に有する内輪筒体を採用することもできる。
更に、保持器６の形式としては、図１に示すようなもみ抜き型だけなく、例えば波型のものを採用することもできる。

ターボチャージャ用軸受装置の一実施形態を示す断面図である。 上記軸受装置を有するターボチャージャの概略構成を示す断面図である。 ターボチャージャ用軸受装置の変形例を示す断面図である。

符号の説明

１ ターボチャージャ用軸受装置
２ アンギュラ玉軸受
２ａ 第一の玉軸受
２ｂ 第二の玉軸受
３ 内輪
４ 外輪
５ 玉
６ 保持器
７ 内輪間座
８ スリーブ（予圧付与部材）
９ 予圧ばね（予圧付与部材）
３２ 回転軸
３３ タービン
３４ インペラ
３６ ハウジング
３６ａ 軸受支持部
Ｔ ターボチャージャ

Claims (1)

1. ターボチャージャの回転軸をハウジング内で回転自在に支持するターボチャージャ用軸受装置であって、
   前記回転軸の軸方向に離れた一対の内輪軌道を有する回転軸側に設けられた内輪と、
   前記内輪軌道に対向する外輪軌道を有するハウジング側に設けられた一対の外輪と、
   前記内輪軌道と前記外輪軌道との間に転動自在に複数の玉を配置してなる一対のアンギュラ玉軸受と、
   前記各玉の自転軸が一定方向に固定されない程度に前記各アンギュラ玉軸受にアキシャル方向の定圧予圧を付与する予圧付与部材とを備えており、
   前記予圧付与部材は、前記一対の外輪間に介装された一対のスリーブと、この各スリーブを介して前記各外輪にそれぞれアキシャル方向の定圧予圧を付与すべく当該一対のスリーブ間に介装された予圧ばねとからなり、
   前記予圧ばねによるアキシャル方向の予圧荷重が、次の不等式（１）が成立する範囲内に設定されていることを特徴とするターボチャージャ用軸受装置。
   

   

   
   ただし、Ｆａ：予圧荷重（Ｎ）、μ：玉と軌道面との転がり摩擦定数、ｄ：玉径（ｍｍ）、Ｄ：玉ＰＣＤ（ｍｍ）、Ｚ：玉の個数、θ：軸受接触角（度）、ｎ：軸受回転数（ｍｉｎ ^ー１ ）である。

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