JP5287400B2 - Radial plain bearing - Google Patents
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Description
本発明は、ラジアルすべり軸受に係り、特に回転軸と軸受内周面との間に潤滑油が充填され、その潤滑油を介して軸荷重を支持するラジアルすべり軸受に関する。 The present invention relates to a radial slide bearing, and more particularly to a radial slide bearing in which lubricating oil is filled between a rotating shaft and a bearing inner peripheral surface and a shaft load is supported via the lubricating oil.
ラジアルすべり軸受は、ジャーナルすべり軸受とも称され、軸受が支持する回転軸の径方向に垂直な荷重を受けるすべり軸受であって、軸受に作用する荷重の大きさと方向が軸回転等によって変動する動荷重に対する負荷容量が大きいことを特徴とする。ここで、軸受が受ける荷重とは、軸受の内周面に作用する荷重であって、回転軸からの軸荷重を意味する（以下、軸荷重又は単に荷重とする）。動荷重を受ける軸受の代表例として、エンジンのクランクシャフトを支えるラジアルすべり軸受が挙げられる。例えば、ピストンとクランクシャフトとを接続するコネクティングロッドの大端部の軸受には、爆発荷重、往復慣性荷重、回転慣性荷重が加わり、軸荷重の大きさ及び方向が変化する。 A radial plain bearing is also called a journal plain bearing, and is a plain bearing that receives a load perpendicular to the radial direction of the rotating shaft supported by the bearing. The load capacity with respect to the load is large. Here, the load received by the bearing is a load acting on the inner peripheral surface of the bearing and means an axial load from the rotating shaft (hereinafter referred to as an axial load or simply a load). A typical example of a bearing that receives a dynamic load is a radial slide bearing that supports a crankshaft of an engine. For example, an explosion load, a reciprocating inertia load, and a rotary inertia load are applied to the bearing at the large end of the connecting rod connecting the piston and the crankshaft, and the magnitude and direction of the axial load change.
一般的に、４ストロークエンジンは、吸気行程、圧縮行程、爆発行程、排気行程の４行程が１サイクルである。軸受内周面において、圧縮上死点では、爆発力によりピストン側（上側）に高荷重が作用し、吸気下死点、排気下死点でも、慣性力により上側、吸気上死点では、慣性力によりピストンの反対側（下側）に高荷重が作用する。このように、各行程により高荷重が作用する位置が変化する。これに伴って回転軸であるクランクピンと軸受内周面との間に介在する潤滑油膜の厚みが変化する。特に、爆発行程による高荷重が作用すると油膜厚みが大幅に薄くなり油膜切れを引き起こすおそれがある。油膜切れが発生した場合にはクランクピンと軸受内周面との摩擦抵抗が増大し、パワーロスが増加すると同時に、軸受内周面に損傷を生じるおそれがある。 In general, in a four-stroke engine, four strokes of an intake stroke, a compression stroke, an explosion stroke, and an exhaust stroke are one cycle. On the inner peripheral surface of the bearing, at the compression top dead center, a high load acts on the piston side (upper side) due to the explosive force. A high load acts on the opposite side (lower side) of the piston due to the force. Thus, the position where the high load acts is changed by each stroke. Along with this, the thickness of the lubricating oil film interposed between the crank pin that is the rotating shaft and the inner peripheral surface of the bearing changes. In particular, when a high load due to an explosion stroke is applied, the oil film thickness is significantly reduced, which may cause the oil film to run out. When oil film breakage occurs, the frictional resistance between the crankpin and the bearing inner peripheral surface increases, and the power loss increases, and at the same time, the bearing inner peripheral surface may be damaged.
このような状況に鑑みて、高荷重作用時の油膜厚みを確保することを目的とした技術が幾つか開発されている。例えば、特許文献１には、クランクピンの断面形状が非真円形であって、この断面形状とすべり軸受との間の軸受隙間の最小位置（最小隙間位置）が、クランクジャーナルの回転中心とすべり軸受の中心とを結ぶ軸線上にないクランクシャフトが開示されている。そして、特許文献１では、クランクピンの断面形状が楕円形状に加工されたものが開示されている。
In view of such a situation, several techniques have been developed for the purpose of ensuring the oil film thickness at the time of high load action. For example, in
また、特許文献２には、内燃機関の燃焼行程においてコネクティングロッドの大端部とクランクピンとの間での油膜が薄くなる領域への荷重伝達を抑制するために、その領域に対応する部分の剛性を他の部分よりも低くする非対称形状としたコネクティングロッドが開示されている。特許文献２では、具体的な形態として、コラム部に貫通孔を形成して一部の剛性を低くしたものが開示されている。
Further, in
しかし、特許文献１のクランクシャフトは、クランクピンの非真円加工に特殊な技術が必要であって、コスト面から改良の余地がある。また、特許文献２のコネクティングロッドは、油膜が薄くなる領域への荷重伝達を抑制するために、一部の剛性を低減することにより油膜厚みを確保するが、例えば、高強度が要求されるコラム部に貫通孔を形成する必要があり、機械的強度の観点から改良の余地がある。
However, the crankshaft of
本発明の目的は、他の性能を低下させることなく、高荷重作用時においても十分な潤滑油膜の厚みを確保して荷重の負荷容量を増大することが可能なラジアルすべり軸受を提供することである。 An object of the present invention is to provide a radial slide bearing capable of increasing the load capacity of a load by ensuring a sufficient thickness of a lubricating oil film even when a high load is applied without degrading other performance. is there.
本発明に係るラジアルすべり軸受は、内周面と回転軸との隙間に充填される潤滑油を介して、回転軸の径方向に沿った軸荷重を受けるラジアルすべり軸受において、内周面の形状は、軸荷重が作用する方向を基準に、回転軸の軸回転方向の上流側に向かって内周断面の中心点の周りに１６°〜２１°進んだ範囲の内周面上の位置を最大膨出位置として内側に膨出した膨出部を有することを特徴とする。 The radial plain bearing according to the present invention is a radial plain bearing that receives axial load along the radial direction of the rotating shaft via lubricating oil filled in a gap between the inner peripheral surface and the rotating shaft. Is the maximum position on the inner peripheral surface in the range of 16 ° to 21 ° around the center point of the inner peripheral cross section toward the upstream side in the axial rotation direction of the rotary shaft with reference to the direction in which the axial load acts. It has a bulging portion bulging inward as a bulging position.
上記構成によれば、膨出部と回転軸との隙間が小さくなり、ウェッジ効果による油膜圧力の発生範囲が真円軸受に比べて増大して、回転軸の安定位置が真円軸受よりも軸回転方向の下流側に移動する。即ち、真円軸受では、内周面上の一点に軸荷重が集中するが、上記構成では、膨出部の一部及び上記下流側部分に軸荷重が分散する。したがって、油膜に作用する圧力（油膜圧力）が低減され、高荷重作用時においても十分な潤滑油膜の厚みを確保することが可能になる。 According to the above configuration, the gap between the bulging portion and the rotating shaft is reduced, the generation range of the oil film pressure due to the wedge effect is increased as compared with the perfect circular bearing, and the stable position of the rotating shaft is greater than that of the true circular bearing. Move downstream in the direction of rotation. That is, in the perfect circle bearing, the axial load is concentrated at one point on the inner peripheral surface. However, in the above configuration, the axial load is dispersed in a part of the bulging portion and the downstream portion. Accordingly, the pressure acting on the oil film (oil film pressure) is reduced, and it is possible to ensure a sufficient thickness of the lubricating oil film even when a high load is applied.
また、本発明に係るラジアルすべり軸受は、ピストンに接続される小端部とクランクシャフトに接続される大端部とを有するコネクティングロッドの大端部に用いられ、潤滑油を介してクランクピンを支持するラジアルすべり軸受において、内周面の形状は、コネクティングロッドの小端部及び大端部の中心を通る中心線を基準に、少なくとも小端部側に位置する部分であって、クランクピンの軸回転方向の上流側に向かって内周断面の中心点の周りに１６°〜２１°進んだ範囲の内周面上の位置を最大膨出位置として内側に膨出した膨出部を有することを特徴とする。 Further, the radial plain bearing according to the present invention is used for a large end portion of a connecting rod having a small end portion connected to a piston and a large end portion connected to a crankshaft. In the radial slide bearing to be supported, the shape of the inner peripheral surface is a portion located at least on the small end side with respect to a center line passing through the centers of the small end portion and the large end portion of the connecting rod, It has a bulging portion that bulges inward with the position on the inner circumferential surface in the range of 16 ° to 21 ° advanced about the center point of the inner circumferential section toward the upstream side in the axial rotation direction as the maximum bulging position. It is characterized by.
上記構成によれば、特に爆発行程による高荷重作用時において、膨出部によるウェッジ効果により、十分な潤滑油膜の厚みを確保して荷重の負荷容量を増大することが可能になる。即ち、膨出部の一部及び膨出部の下流側部分に軸荷重を分散することができ、油膜厚さの向上及び油膜圧力の低減を図ることができる。 According to the above configuration, it is possible to secure a sufficient thickness of the lubricating oil film and increase the load capacity of the load due to the wedge effect of the bulging portion, particularly during a high load action due to an explosion stroke. That is, the axial load can be distributed to a part of the bulging part and the downstream part of the bulging part, so that the oil film thickness can be improved and the oil film pressure can be reduced.
また、膨出部は、少なくとも中心線と交差する位置まで膨出すると共に、最大膨出位置から端部に向かうにつれて膨出度合いが小さくなることが好ましい。 In addition, it is preferable that the bulging portion bulges at least to a position intersecting with the center line, and the degree of bulging decreases from the maximum bulging position toward the end portion.
上記構成によれば、十分な潤滑油膜の厚みを確保して油膜圧力を低減することがさらに容易になる。 According to the above configuration, it is further easy to secure a sufficient lubricating oil film thickness and reduce the oil film pressure.
本発明に係るラジアルすべり軸受によれば、他の性能を低下させることなく、高荷重作用時においても十分な潤滑油膜の厚みを確保して荷重の負荷容量を増大することが可能になる。また、本発明に係るラジアルすべり軸受の構成は、コネクティングロッドの大端部軸受以外の軸受に適用した場合にも、荷重の負荷容量を増大させる効果を奏する。 According to the radial plain bearing according to the present invention, it is possible to secure a sufficient thickness of the lubricating oil film and increase the load capacity of the load even when a high load is applied, without reducing other performance. Further, the configuration of the radial slide bearing according to the present invention has an effect of increasing the load capacity of the load even when applied to a bearing other than the large end bearing of the connecting rod.
図面を用いて本発明に係る実施の形態につき、詳細に説明する。図１は、コネクティングロッドの大端部軸受及び該軸受が適用されるコネクティングロッドを示す図であり、図２は、図１の大端部軸受及び大端部軸受に挿嵌されたクランクピンの要部断面を示す図である。なお、図１、図２を含む各図において、膨出部やクランクピン及び軸受内周面の隙間等のサイズは、実際のサイズよりも大きく記載している。また、クランクピンの軸回転方向をクランクピンの円弧に沿った矢印で示している。 Embodiments according to the present invention will be described in detail with reference to the drawings. FIG. 1 is a view showing a connecting rod large end bearing and a connecting rod to which the bearing is applied, and FIG. 2 shows a crank pin inserted into the large end bearing and the large end bearing shown in FIG. It is a figure which shows the principal part cross section. In addition, in each figure including FIG. 1 and FIG. 2, the size of the bulging portion, the crankpin, and the clearance between the bearing inner peripheral surfaces is shown larger than the actual size. Moreover, the shaft rotation direction of the crankpin is indicated by an arrow along the arc of the crankpin.
以下では、本発明に係る実施の形態におけるラジアルすべり軸受として、図１に示すコネクティングロッド１０の大端部軸受３０を例に挙げて説明するが、本発明に係るラジアルすべり軸受は、例えば、カムシャフト用軸受等のその他のエンジン部材用軸受、パワステオイルポンプ用軸受等のサスペンション・ステアリング部材用軸受、車両以外の用途について、例えば、磁気ドラムの主軸軸受等のＯＡ機器用軸受など、種々の軸受に適用することができる。
In the following description, the large end bearing 30 of the connecting
コネクティングロッド１０は、ピストン１１の往復直線運動を図示しないクランクシャフトに伝達して回転運動に変換する部品である。図１に示すように、コネクティングロッド１０は、ピストン１１側の小端部１２と、クランクシャフト側の大端部１３と、小端部１２と大端部１３との間を繋ぐコラム部１４とから構成されている。なお、コネクティングロッド１０は、ニッケル・クロム鋼、クロム・モリブデン鋼、チタン合金などの材料から構成され、高い機械的強度が要求される部材である。
The connecting
小端部１２は、ピストン１１との接続部であって、ピストン１１に連結されたピストンピン１５が挿通される小端部貫通孔１６が形成されている。そして、小端部貫通孔１６には、ピストンピン１５を支持するための小端部軸受１７が設けられる。小端部軸受１７は、例えば、爆発行程における高荷重を、ピストン１１を介して受けるため、高い負荷容量が要求される。小端部１２の運動形態は、コネクティングロッド１０全体の往復運動と大端部１３の回転運動との合成から揺動運動となるため、小端部軸受１７には、軸受内周面の広い範囲に亘って高荷重が作用する。したがって、軸受内周面には、例えば、大端部１３に形成される図示しないジェット孔や連通孔から潤滑油が給油され、潤滑油を介して軸荷重を支持する。
The
大端部１３は、クランクシャフトとの接続部であって、クランクシャフトのクランクピン１８が挿通される大端部貫通孔１９が形成されている。そして、大端部貫通孔１９には、クランクピン１８を支持するための大端部軸受３０が設けられる。なお、大端部１３は、コラム部１４と一体成形された大端部本体２０と大端部本体２０に締結されるキャップ２１とから構成され、大端部本体２０にキャップ２１を締結して形成される大端部貫通孔１９に半割り構造の大端部軸受３０が装着される。
The
コラム部１４は、上記のように、小端部１２と大端部１３との間を繋ぐ部分であって、一般的に、コラム部１４、小端部１２、及び大端部本体２０は一体成形される。コラム部１４には、大端部１３から小端部１２に潤滑油を供給するために、例えば、図示しない連通孔が形成される。また、クランクピン１８は、上記のように、クランクシャフトと大端部１３とを接続する軸であって、ピストン１１の往復動による力を受けて回転すると共に、その力をクランクシャフトに伝達するための部材である。
As described above, the
上記のように、コネクティングロッド１０がピストン１１とクランクシャフトのクランクピン１８とを連結することにより、エンジンの作動時にピストン１１が図示しないシリンダ内を往復運動すると、その往復運動がコネクティングロッド１０を介してクランクシャフトの回転運動に変換され、この回転力がエンジン出力として得られる仕組みになっている。
As described above, when the connecting
大端部軸受３０は、回転軸であるクランクピン１８を支持するラジアルすべり軸受である。図１に示すように、大端部軸受３０は、半割り構造であり、一般的に、裏金とライニングを接合したバイメタル材が使用される。ライニングの種類としては、大別して、銅−鉛合金とアルミニウム合金が挙げられる。このライニングの表面が軸受摺動面である内周面３１である。
The
クランクシャフトには、給油路が形成されており、この給油路を経て大端部軸受３０の軸受摺動面である内周面３１に潤滑油が供給される。供給された潤滑油によって、内周面３１とクランクピン１８との間に油膜が形成され、両部材の摩擦を防止する。なお、この潤滑油は、例えば、コラム部１４内に形成される上記の連通孔等を経て小端部軸受１７の軸受摺動面（内周面）に供給される。
An oil supply passage is formed in the crankshaft, and lubricating oil is supplied to the inner
ここで、潤滑油は、油膜を形成することにより、軸と軸受が焼き付くことなく機関を運転すること、軸と軸受内周面との摩擦損失や磨耗を低減することを主な役割とするが、冷却、洗浄、防錆等の役割も果たしている。なお、潤滑油は、基油に摩擦調整剤、粘度指数向上剤、及び酸化防止剤等が添加されたものである。 Here, the main role of the lubricating oil is to form an oil film to operate the engine without seizing the shaft and the bearing, and to reduce friction loss and wear between the shaft and the inner peripheral surface of the bearing. Also plays a role of cooling, cleaning, rust prevention and so on. The lubricating oil is obtained by adding a friction modifier, a viscosity index improver, an antioxidant and the like to the base oil.
軸受摺動面である内周面３１は、上記のように、回転軸であるクランクピン１８から軸荷重を受ける面である。内周面３１とクランクピン１８との間には、潤滑油が充填され、軸荷重は、潤滑油を介して内周面３１に作用する。内周面３１において、高荷重が作用する位置は、小端部１２の中心及び大端部１３の中心を通る中心線αが交差する位置からクランクピン１８の軸回転方向の下流側領域である。ここで、小端部１２の中心、大端部１３の中心とは、それぞれ、小端部軸受１７の内周断面の中心点１７Ｃ、大端部軸受３０の内周断面の中心点３０Ｃである。
As described above, the inner
具体的には、ピストン１１の往復運動回数が少ないときには、中心線αとの交差位置付近に潤滑油の油膜厚さが最も薄くなる最小油膜厚さ位置が生じる。一方、ピストン１１の往復運動が激しくなるほど、クランクピン１８の回転数が高くなり、クランクピン１８は、上記交差位置から軸回転方向にずれて偏心するため、軸回転方向の下流側領域に最小油膜厚さ位置がシフトする。例えば、後述する図３（ｃ）に示すように、軸回転速度が２０００ｒｐｍのときには、中心線αとの交差位置から軸回転方向の下流側に進んだ位置において、潤滑油の油膜厚みが最も薄くなり（最小油膜厚さ位置）、油膜切れが生じるおそれがある。
Specifically, when the number of reciprocating motions of the
ここで、中心線αは、上記のように、小端部軸受１７の内周断面の中心点１７Ｃ及び大端部軸受３０の内周断面の中心点３０Ｃを通る線であって、軸荷重の作用方向は、中心線αに沿った方向となる。具体的に、クランクピン１８の軸荷重の作用方向は、圧縮上死点（吸気下死点、排気下死点）では、中心線αに沿ってピストン１１側に向かう方向、吸気上死点では、中心線αに沿ってピストン１１と反対側に向かう方向である。なお、後述する図４に示すように、軸受の円周方向角度に対して油膜圧力分布をプロットしたときに、油膜圧力分布の合力は、軸荷重と等しく反対方向となる（バランスする）。
Here, as described above, the center line α is a line passing through the
図１に示すように、大端部軸受３０は、油膜切れを防止するために、内周面３１上に膨出部３２を有することを特徴とする。膨出部３２は、大端部軸受３０の内側、即ちクランクピン１８側に対して、他の内周面３１よりも膨らんだ部分であり、その部分におけるクランクピン１８と内周面３１との隙間は狭くなる。したがって、ウェッジ効果によりクランクピン１８の軸荷重は、膨出部３２の一部に対して作用することになる。
As shown in FIG. 1, the
膨出部３２は、中心線αを基準として、少なくとも小端部１２側に位置する部分であって、クランクピン１８の軸回転方向の上流側に向かって内周断面の中心点３０Ｃの周りに所定角度進んだ内周面３１上の位置を最大膨出部３３として形成される。なお、吸気上死点では、ピストン１１と反対側の内周面３１にも高荷重が作用するので、図２に点線で示すように、小端部１２と反対側に位置する部分にも、膨出部３２を設けることができる。同図に示すように、２つの膨出部３２を設ける場合には、互いに対向する位置に設けることが好ましい。
The bulging
最大膨出部３３は、膨出部３２の中で最も内側に膨らんだ部分である。膨出部３２は、最大膨出部３３を中心として、所定の範囲に亘って形成される。即ち、詳しくは図２に示すように、膨出部３２は、最大膨出部３３のみが膨出しているのではなく、最大膨出部３３から端部に向かうにつれて膨出度合いが小さくなるように緩やかに膨出している。なお、最大膨出部３３の膨出長さは、軸受のサイズ等によっても異なるが、大端部軸受３０では、数μｍ程度であることが好ましい。
The maximum bulging
最大膨出部３３は、上記のように、中心線αを基準として決定される。具体的には、図２に示すように、中心線αからクランクピン１８の軸回転方向の上流側に向かって内周断面の中心点３０Ｃの周りに上記所定角度である角度Ａだけ進んだ内周面３１上の位置が最大膨出部３３となる。ここで、角度Ａとしては、１６〜２１°であることが好ましい。角度Ａがこの範囲であれば、十分な潤滑油膜の厚みを確保して最大油膜圧力を低減することがさらに容易になる。
As described above, the maximum bulging
円周断面における膨出部３２の範囲を規定する角度Ｂは、６０°以上であることが好ましく、上記のように、膨出部３２は、最大膨出部３３から端部に向かうにつれて膨出度合いが小さくなるように、且つ少なくとも中心線αと交差する位置まで膨出することが好ましい。また、図２に示すように、膨出部３２は、油膜厚み確保、加工性向上等の観点から、最大膨出部３３を中心として左右両端までの長さが同等であることが好ましい。角度Ｂがこの範囲であれば、十分な潤滑油膜の厚みを確保して油膜圧力を低減することがさらに容易になる。なお、膨出部３２は、クランクピン１８の軸方向に沿って均一な形状を維持し、通常、該軸方向の軸受両端に亘って形成される。
The angle B that defines the range of the bulging
膨出部３２の形成方法としては、次のような方法が挙げられる。例えば、軸受メタルの鋳造工程において厚み分布を形成する方法、裏金に厚み分布を形成する方法、裏金の背面にめっき等で数μｍオーダーの肉盛りを施す方法、裏金の背面にシム等でかさ上げを施す方法等によって、膨出部３２を簡便・安価に形成することができる。
Examples of a method for forming the bulging
図３〜図５を用いて、膨出部３２の形態を変更した場合、具体的には、最大膨出部３３の位置を規定する角度Ａを変更した場合における油膜圧力分布、油膜厚さ分布の変化について説明する。ここで、図３（ａ）は、実施例１として、最大油膜圧力Ｐｍａｘが最小となる膨出部３２の形態、図３（ｂ）は、実施例２として、最小油膜厚さＨｍｉｎが最大となる膨出部の形態、図３（ｃ）は、比較例として、膨出部３２を有さない真円形状の軸受形態をそれぞれ示す図である。また、図４は、図３に示す各形態において、横軸に円周方向角度、縦軸に油膜圧力をとり、各円周方向角度に対する油膜圧力分布を示した図であり（実施例１を細かい点線、実施例２を粗い点線、比較例を実線で示す。図５においても同様。）、図５は、縦軸に油膜厚さをとり、円周方向角度に対する油膜厚さ分布を示した図である。なお、円周方向角度とは、軸受の内周断面において、中心点３０Ｃから図３の右側に向かって引いた中心線αに垂直な線（垂線：図示せず）と内周面３１上の任意の位置から中心点３０Ｃに対して引いた線（角度線：図示せず）とがなす角度を意味し（任意の位置における円周方向角度）、角度線と垂線とが一致する位置の円周方向角度を０°、角度線と中心線αとが一致する位置の円周方向角度を９０°とする。
3 to 5, when the form of the bulging
油膜圧力（図４）等の解析条件としては、いずれも同一条件であり、クランクピン１８の直径が４４ｍｍ、軸荷重が１００ｋＮ、軸回転速度が２０００ｒｐｍ、内周面３１とクランクピン１８との平均隙間が２０μｍ、潤滑油粘度が１０ｍＰａ・ｓとした。また、最大膨出部３３の膨出長さは、３μｍ、角度Ｂは、６０°とした。なお、油膜圧力及び油膜厚さの値は、公知の流体潤滑計算（レイノルズ方程式）により算出した。
The analysis conditions such as the oil film pressure (FIG. 4) are all the same. The diameter of the
図３（ａ）に示すように、実施例１の膨出部３２は、角度Ａが２１°（角度Ｂが６０°、最大膨出長さが３μｍ）として形成される。このような膨出部３２を有する構成によれば、図４に示すように、最大油膜圧力Ｐｍａｘを０．７２ＧＰａまで低減することが可能になり、膨出部３２を有さない比較例の軸受（図３（ｃ））よりも大幅にＰｍａｘを低減（５８％減）できることがわかる。また、最小油膜厚みＨｍｉｎについても、０．２６８μｍ（比較例）から０．４６５μｍまで向上させることができる。
As shown in FIG. 3A, the bulging
一方、図３（ｂ）に示すように、実施例２の膨出部３２は、角度Ａが１６°と実施例１の場合よりも小さく設定されている。角度Ｂ及び最大膨出長さについては、実施例１と同様に、６０°、３μｍである。このような膨出部３２を有する構成によれば、図５に示すように、最小油膜厚さＨｍｉｎを０．６７μｍまで増加することが可能になり、膨出部３２を有さない比較例の軸受（図３（ｃ））よりも大幅にＨｍｉｎを増加（１５０％増）できることがわかる。また、最大油膜圧力Ｐｍａｘについても、１．６９ＧＰａ（比較例）から１．０２ＧＰａまで低減させることができる。
On the other hand, as shown in FIG. 3B, the bulging
図４及び図５に示すように、実施例の大端部軸受３０は、油膜圧力、油膜厚さを示すピークが２つ存在し、ピークが１つしか存在しない比較例の軸受とは軸荷重の作用の仕方が大きく異なっている。即ち、実施例の大端部軸受３０では、膨出部３２の効果によって、軸荷重が分散されている。なお、軸回転速度が上昇すると、油膜圧力のピーク位置が軸回転方向の下流側にシフトし、軸回転速度が減少すると、油膜圧力のピーク位置が軸回転方向の上流側にシフトするが、Ｐｍａｘを低減・Ｈｍｉｎを増加するために好適な角度Ａの範囲等は殆ど変化しない。
As shown in FIGS. 4 and 5, the large-
以上のように、大端部軸受３０は、コネクティングロッド１０の小端部１２及び大端部１３の中心を通る中心線αを基準に、少なくとも小端部１２側に位置する部分であって、クランクピン１８の軸回転方向の上流側に向かって内周断面の中心点の周りに角度Ａだけ進んだ内周面３１上の位置を最大膨出部３３として、角度Ｂの範囲に亘って内側に膨出した膨出部３２を有するので、膨出部３２とクランクピン１８との隙間が小さくなってウェッジ効果が発現することにより、高荷重作用時においても十分な潤滑油膜の厚みを確保して荷重の負荷容量を増大することが可能になる。
As described above, the
なお、上記においては、本発明に係るラジアルすべり軸受として、大端部軸受３０を例に挙げて説明したが、図６に示すように、回転軸の軸回転速度が緩やかで軸の偏心が無視でき、大きな重力による軸荷重が一方向に作用する静荷重軸受４０についても、内周面４１上に膨出部４２を設けることにより、十分な潤滑油膜の厚みを確保して荷重の負荷容量を増大することが可能になる。ここで、図６は、矢印の方向に重力Ｇによる軸荷重が作用する静荷重軸受４０を示す模式図である。なお、同図では、膨出部４２が存在しない場合の回転軸の位置を点線、膨出部４２を有する静荷重軸受４０における回転軸４４の位置を実線で示している。
In the above description, the large-
図６に示すように、静荷重軸受４０は、内周面４１に対して軸荷重である重力Ｇが作用する方向を基準として、回転軸４４の軸回転方向の上流側に向かって内周断面の中心点４０Ｃの周りに角度Ａだけ進んだ内周面４１上の位置を最大膨出部４３とする膨出部４２を有する。膨出部４２は、最大膨出部４３から両端部に向かって徐々に膨出度合いが小さくなるように緩やかに膨出している。このような膨出部４２を設けることで、ウェッジ効果による油膜圧力の発生範囲が真円軸受に比べて増大して、回転軸４４の安定位置が真円軸受よりも軸回転方向の下流側に移動する。したがって、油膜圧力は、膨出部４２の一部及び上記下流側部分に軸荷重が分散することにより、Ｐｍａｘが低減して高荷重作用時においても十分な潤滑油膜の厚みを確保することが可能になる。
As shown in FIG. 6, the static load bearing 40 has an inner peripheral cross section toward the upstream side in the axial rotation direction of the
また、軸受の円周方向角度に対する油膜圧力のピーク値が複数存在する場合、即ち高荷重の作用位置が複数存在する場合には、例えば、各高荷重作用方向を基準として軸回転方向の上流側に膨出部を設ける、或いは最大荷重の作用方向を基準として膨出部を設けることができる。後者の場合に、最大荷重の作用方向が回転軸の回転数等により経時的に変化するときには、回転軸の回転停止時における荷重作用方向を基準として膨出部を設けることが好ましい。なお、Ｐｍａｘを低減・Ｈｍｉｎを増加するために好適な角度Ａの範囲等は、膨出部の形成位置等が変化した場合にも適用することができる。 Further, when there are a plurality of peak values of the oil film pressure with respect to the circumferential angle of the bearing, that is, when there are a plurality of high load application positions, for example, the upstream side of the shaft rotation direction with respect to each high load application direction. The bulging portion can be provided on the basis of the direction of the maximum load. In the latter case, when the acting direction of the maximum load changes with time depending on the rotation speed of the rotating shaft, it is preferable to provide the bulging portion based on the load acting direction when the rotation of the rotating shaft is stopped. Note that the range of the angle A suitable for reducing Pmax and increasing Hmin can also be applied when the formation position or the like of the bulging portion changes.
１０ コネクティングロッド、１１ ピストン、１２ 小端部、１３ 大端部、１４ コラム部、１５ ピストンピン、１６ 小端部貫通孔、１７ 小端部軸受、１８ クランクピン、１９ 大端部貫通孔、２０ 大端部本体、２１ キャップ、３０ 大端部軸受、３１ 内周面、３２ 膨出部、３３ 最大膨出部、４０ 静荷重軸受、４１ 内周面、４２ 膨出部、４３ 最大膨出部、４４ 回転軸、α 中心線、１７Ｃ 小端部軸受の内周断面の中心点、３０Ｃ 大端部軸受の内周断面の中心点、４０Ｃ 静荷重軸受の内周断面の中心点。
10 connecting rod, 11 piston, 12 small end, 13 large end, 14 column, 15 piston pin, 16 small end through hole, 17 small end bearing, 18 crank pin, 19 large end through hole, 20 Large end body, 21 cap, 30 large end bearing, 31 inner peripheral surface, 32 bulge portion, 33 maximum bulge portion, 40 static load bearing, 41 inner peripheral surface, 42 bulge portion, 43
Claims (3)
内周面の形状は、
軸荷重が作用する方向を基準に、回転軸の軸回転方向の上流側に向かって内周断面の中心点の周りに１６°〜２１°進んだ範囲の内周面上の位置を最大膨出位置として内側に膨出した膨出部を有することを特徴とするラジアルすべり軸受。 In the radial plain bearing that receives the axial load along the radial direction of the rotating shaft through the lubricating oil filled in the gap between the inner peripheral surface and the rotating shaft,
The shape of the inner peripheral surface is
The position on the inner peripheral surface in the range of 16 ° to 21 ° advanced around the center point of the inner peripheral cross section toward the upstream side in the axial rotation direction of the rotary shaft with respect to the direction in which the axial load acts is maximized. A radial slide bearing characterized by having a bulging portion bulging inward as a position.
内周面の形状は、
コネクティングロッドの小端部及び大端部の中心を通る中心線を基準に、少なくとも小端部側に位置する部分であって、クランクピンの軸回転方向の上流側に向かって内周断面の中心点の周りに１６°〜２１°進んだ範囲の内周面上の位置を最大膨出位置として内側に膨出した膨出部を有することを特徴とするラジアルすべり軸受。 In a radial slide bearing that is used for a large end of a connecting rod having a small end connected to a piston and a large end connected to a crankshaft, and supports a crankpin via lubricating oil,
The shape of the inner peripheral surface is
A portion located at least on the small end side with respect to a center line passing through the centers of the small end and large end of the connecting rod, and the center of the inner peripheral section toward the upstream side in the axial rotation direction of the crankpin A radial slide bearing characterized by having a bulging portion bulging inward with a position on the inner peripheral surface in a range of 16 ° to 21 ° advanced around a point as a maximum bulging position.
膨出部は、
少なくとも中心線と交差する位置まで膨出すると共に、最大膨出位置から端部に向かうにつれて膨出度合いが小さくなることを特徴とするラジアルすべり軸受。 In the radial plain bearing according to claim 2,
The bulge is
A radial plain bearing characterized in that it swells at least to a position that intersects the center line, and the degree of bulge decreases from the maximum bulge position toward the end.
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