(57)【要約】【課題】  傾斜油膜の負荷容量について、軸の傾斜の大きさの影響を明確に検討することによって、傾斜条件に対応した最適な設計手法を適用し耐摩耗性および非焼付き性の向上を図ったすべり軸受を得る。【解決手段】  軸受端部が薄肉円筒構造であって、該薄肉円筒構造が軸受荷重の発生によりたわみ得るものにおいて、軸受端部の薄肉円筒部分の切り込み量をａ、軸受幅をＬとするとき、傾斜によって片当りする軸受端部に０．３３≦ａ／Ｌ≦０．５の範囲に設定された薄肉円筒部９を形成する。【選択図】  図２
2006002823.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
軸受端部が薄肉円筒構造であって、該薄肉円筒構造が軸受荷重の発生によりたわみ得るすべり軸受において、
軸受端部の薄肉円筒部分の切り込み量をａ、軸受幅をＬとするとき、傾斜によって片当りする軸受端部に０．３３≦ａ／Ｌ≦０．５の範囲に設定された薄肉円筒部を形成することを特徴とするすべり軸受。
【請求項２】
軸受端部が薄肉円筒構造であって、該薄肉円筒構造が軸受荷重の発生によりたわみ得るすべり軸受において、
軸受内面に軸方向給油溝を有し、軸受端部の薄肉円筒部分の切り込み量をａ、軸受幅をＬとするとき、軸受両端部にａ／Ｌ＝０．１６〜０．３３の範囲に設定された薄肉円筒部を形成することを特徴とするすべり軸受。
【請求項３】
軸受端部が薄肉円筒構造であって、該薄肉円筒構造が軸受荷重の発生によりたわみ得るすべり軸受において、
軸受内面に円周給油溝を有し、両端の軸受幅をｌ１、ｌ２とするとき、その両端に０．３３≦ａ／ｌ１≦０．５、０．３３≦ａ／ｌ２≦０．５の範囲に設定された薄肉円筒部を形成することを特徴とするすべり軸受。
【請求項４】
軸受端部が薄肉円筒構造であって、該薄肉円筒構造が軸受荷重の発生によりたわみ得るすべり軸受において、
前記すべり軸受は、その外周面が軸受幅の全長にわたって形成され、ハウジング内面に隙間をもって軸受ブッシュとして挿入されることを特徴とするすべり軸受。
【請求項５】
軸受端部が薄肉円筒構造であって、該薄肉円筒構造が軸受荷重の発生によりたわみ得るすべり軸受において、
前記すべり軸受は、その外周面がハウジング内面に軸受ブッシュとして隙間なく挿入されるものであり、軸受端部の薄肉円筒部の外周面が除去された構造であることを特徴とするすべり軸受。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
この発明は、円筒状のすべり軸受に係り、特に耐摩耗性および非焼付き性の向上を図ったすべり軸受の設計法に関する。
【背景技術】
【０００２】
例えば、回転機では図１に示すように、前部すべり軸受１は、前部軸受ハウジング４に取り付けられており、後部すべり軸受２は後部軸受ハウンジング５に取り付けられている。今、前部軸受ハウジング４と後部軸受ハウンジング５のハウジングの軸線７は完全に一致し、水平であるものと仮定する。しかしながら、すべり軸受のハウジングとの間の隙間、すべり軸受と回転軸との隙間などの製作誤差によって、軸は水平には保持されなくなる。このように軸の中心線と軸受の中心線が平行でない場合の油膜の状態を「傾斜油膜」と呼ぶことにする。
以上のように、従来のすべり軸受では、軸受の取付精度、寸法の加工精度によって軸線の傾きが生じることは不可避であり、これにより、「傾斜油膜」が発生する。このような傾斜油膜が発生する場合には、その傾斜量によってすべり軸受の負荷容量が大きく低下する（例えば、非特許文献１参照）。このような傾斜油膜によって負荷容量が低下することへの対策としては、以下のようなものがある。
例えば、圧縮機として動作する条件について、軸受両端部に変形可能な張出部分を形成させ、軸の傾斜に軸受部分が追随して変形することで、軸受の損傷を防止している（例えば、特許文献１参照）。
また、１つの軸受であっても、軸の変形によって傾斜油膜は容易に発生する。例えば、車両用エンジンのコネクティングロッドが取り付けられるクランクピン用軸受では、軸の中央部が大きくたわむことで、軸受端で片当たりが発生する。この対策として、軸受面の軸方向両側に傾斜面を形成することにより、片当たりを防止している（例えば、特許文献２参照）。
【０００３】
【非特許文献１】A．J．Smalley and H．McCａllion，「The Effect of Journal Misalignment On The Performance Of A Journal Bearing Under Steady Running Conditions」，Proc Instn Mech Engrs １９６６-６７,Vol．１８１Pt３B, pp４５-５４
【特許文献１】特開平７−２３３７９０号公報
【特許文献２】特開２００２−２６６８４８号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
これらの対策は、特定の使用条件における問題を扱ったものであるため、寸法形状や動作条件が異なった場合には適用できないという欠点がある。
【０００５】
この発明は、上述のような課題を解決するためになされたもので、傾斜油膜の負荷容量について、軸の傾斜の大きさの影響を明確に検討することによって、傾斜条件に対応した最適な設計手法を適用し耐摩耗性および非焼付き性の向上を図ったすべり軸受を提供することを目的としている。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
この発明に係るすべり軸受においては、軸受端部が薄肉円筒構造であって、該薄肉円筒構造が軸受荷重の発生によりたわみ得るものにおいて、軸受端部の薄肉円筒部分の切り込み量をａ、軸受幅をＬとするとき、傾斜によって片当りする軸受端部に０．３３≦ａ／Ｌ≦０．５の範囲に設定された薄肉円筒部を形成するものである。
【発明の効果】
【０００７】
この発明は、軸受端部を薄肉化することにより、軸の傾斜に軸受端の変形が追随することができるすべり軸受において、軸受と軸との間の最小油膜厚さを一定にして傾斜させたときの軸受の負荷容量を理論計算によって明確にし、この計算によって、軸傾斜がある場合に負荷容量の大きいすべり軸受を設計することができる効果がある。
【発明を実施するための最良の形態】
【０００８】
この発明の実施の形態を説明する前提として、先ず、すべり軸受の基本構造を図２に示す。図２において、軸の傾斜によって接触するすべり軸受８の軸受端部は薄肉構造とし、薄肉部９としている。ａは薄肉部９の切り込み量、ｔは薄肉部９の円筒厚さである。Δεは軸傾斜量（軸受中心での軸受両端位置の軸心の投影距離）、γは軸の傾斜角、Ｄは軸直径、Ｄ１は軸受直径で、軸受の半径隙間Ｃは、Ｃ＝（Ｄ１−Ｄ  ）／２となる。Ｌは軸受長（幅）、μは潤滑油の粘性係数、Ｎは軸の回転数、Ｏ１は軸受端での軸中心、Ｏ２は軸受端での軸中心、ＯＢは軸受中心、ｈminは最小油膜厚さである。αは軸傾斜の勾配であり、傾斜量の大きさはΔεとして数１で表わす。
（数１）  Δε＝αＬ／Ｃ
図３は軸受の中で軸中心が動くことのできる隙間円の中における軸受端での軸中心Ｏ１、Ｏ２の状態である。
薄肉構造の寸法については、それぞれ代表長さに対する比率を１つの指標として考えることにする。切り込み量ａは軸受長（幅）Ｌで無次元化し、ａ／Ｌで表わす。
具体的には、軸受直径Ｄ＝２８ｍｍ、軸受長（幅）Ｌ＝１２ｍｍ、軸受の半径隙間Ｃ＝０．０２５ｍｍ、軸の回転数Ｎ＝２７２００ｒｐｍ、潤滑油の粘性係数μ＝４ｃＰｓ、最小油膜厚さ（設定値）ｈmin＝２μｍとして、傾斜油膜が発生したときの負荷容量を計算する。図４にその計算に用いたフローチャートを示す。ステップＳ１で軸受形状と運転条件を入力し、ステップＳ２で最小油膜厚さhminを設定し、軸の傾斜量Δεと傾斜角γを与える（ステップＳ３）。次にステップＳ４で軸受端での軸中心Ｏ２の位置を初期値として与え、与えられた傾斜姿勢になるようにＯ１の位置を計算する（ステップＳ５）。Ｏ１とＯ２の位置が求まれば、軸受内の油膜厚さを計算することができる（ステップＳ６）。得られた油膜厚さにより油膜圧力を求める（ステップＳ７）。さらに、ステップＳ８で油膜圧力による軸受変形量を計算し、ステップＳ９で油膜厚さを修正する。修正後の油膜厚さを用いて、油膜圧力を再計算し、負荷容量を求める（ステップＳ１０）。そして、負荷容量が収束するまで、油膜圧力と軸受変形量の計算を繰り返す（Ｓ１１）。次に、傾斜姿勢を維持しながら油膜厚さの最小値がその設定値hminと一致する軸受端での軸中心Ｏ２の位置を探索する（ステップＳ１２）。軸受端での軸中心Ｏ２の位置が収束していなければ、油膜圧力と軸受変形量の繰り返し計算まで戻り、収束するまで計算を繰り返し（ステップＳ１３）、軸受端での軸中心Ｏ２の位置が収束すれば、結果が出力される（ステップＳ１４）。
ａ／Ｌをパラメータにしたときの負荷容量と軸の傾斜量Δεの関係を図５に示す。計算の条件は、薄肉部９の円筒厚さｔ＝３mm、軸受材料はアルミニューム、軸受荷重の方向に軸は傾斜することとした。すなわち、傾斜角γ＝９０°である。この計算結果から以下のことが判る。
例えば、軸受に作用する負荷荷重が３０００Nである場合、 ａ／Ｌに対応して動作可能な軸傾斜量Δεの範囲は、図５から数２〜数５のように読み取ることができる。
（数２）  ａ／Ｌ＝０：    ０≦Δε≦０．１７
（数３）  ａ／Ｌ＝０．２５：  ０≦Δε≦０．３６
（数４）  ａ／Ｌ＝０．５：  ０≦Δε≦０．８以上
（数５）  ａ／Ｌ＝０．７５：  ０．４２≦Δε≦０．８以上
これにより、広範囲の軸傾斜に対応して負荷容量を確保するためには、ａ／Ｌの設定が重要であることが判る。ａ／Ｌが小さい場合は許容できる軸傾斜量Δεの範囲が小さい。またａ／Ｌが大きい場合は軸傾斜量Δεが小さい領域が許容できなくなる。軸受の一般的な設計条件としては、軸傾斜量Δεはゼロからできるだけ大きい値まで許容できることが望ましい。したがって、上記の計算結果だけから判断すると、ａ／Ｌ＝０．５で設計するのが好ましいことになる。
以上の計算結果をさらに詳細に検討するために、薄肉部９の円筒厚さｔ＝３mmで、軸受負荷３０００N以上の負荷容量が得られる条件を図６に示す。図６は、ａ／Ｌに対する軸傾斜量Δεの下限値と上限値である。軸傾斜量Δεの下限値はゼロとして、軸傾斜量Δεの上限値を与えると、ａ／Ｌの設定範囲を決定することができる。すべり軸受においては、過大な軸傾斜量Δεとならないように設計するのが一般的であり、この軸傾斜量Δεの一般的な上限値を０．５とすれば、数６の結果が得られる。
（数６）  ０＜Δε≦０．５：  ０．３３≦ａ／Ｌ≦０．５
以上のことから明らかなように、軸受端部を薄肉化したすべり軸受において、傾斜の大きさに対する負荷容量を理論的に検討することが可能である。また、傾斜に強い軸受を設計するためには、数６の範囲にａ／Ｌを設定することが重要であることが判る。
以下に、この発明の実施例として、数６のａ／Ｌの適用ついて述べる。この発明は軸傾斜が存在する場合の薄肉円筒部分の軸方向長さを軸受幅に対して規定するものである。実際の軸受構造では、この軸受幅を軸受の有効幅として考える必要がある。
【０００９】
実施の形態１．
図７はこの発明の実施の形態１におけるすべり軸受を示し、軸受の反負荷側に給油ポートを有するものである。図において、３は軸、８はすべり軸受、９はすべり軸受８の一方の軸受端部に形成した円筒状の薄肉部、１０はハウジング、１１は給油ポート、１２はすべり軸受８の内周面に形成された軸方向給油溝である。給油ポート１１は軸方向給油溝１２の中央部に連結される構成である。このような給油構造の軸受における軸傾斜対策は、軸受の一方の軸受端又は両端にこの発明の薄肉構造９を付与することができる。図６は軸の傾斜量Δεがプラスの条件で動作する場合であり、油膜が小さくなる軸受端においてこの発明の薄肉構造９を付与する。軸の傾斜が図６に示すように一つの方向に限定されている場合、軸受有効幅はＬである。軸受の切り込み量ａは、数７となる。
（数７）  ０．３３≦ａ／Ｌ≦０．５
【００１０】
実施の形態２．
図８はこの発明の実施の形態２におけるすべり軸受を示し、軸の傾斜量がプラス、マイナスの範囲で変化する場合であり、両側に薄肉構造を付与するのがよい。図８は軸の傾斜量がマイナスの場合を示す。図において、３は軸、８はすべり軸受、９ａ、９ｂはすべり軸受８の両方の軸受端部に形成した円筒状の薄肉部、１０はハウジング、１１は給油ポート、１２はすべり軸受８の内周面に形成された軸方向給油溝である。両側を薄肉構造とする場合にはａ／Ｌ＝０．５とすることはできない。したがって、軸受有効幅Ｌ´が(１／２〜２／３)Ｌに減少することを仮定して、軸受の切り込み量ａは、数８とするのがよい。
０．３３≦ａ／［(１／２〜２／３)Ｌ］≦０．５
（数８）    ０．１６≦ａ／Ｌ≦０．３３
【００１１】
実施の形態３．
図９はこの発明の実施の形態３におけるすべり軸受を示し、軸受の中央に円周給油溝を有するものである。図において、３は軸、８はすべり軸受、９ａ、９ｂはすべり軸受８の両方の軸受端部に形成した円筒状の薄肉部、１０はハウジング、１１は給油ポート、１２はすべり軸受８の中央の内周面に形成された円周給油溝である。円周給油溝１２で分離された軸受において、両側の軸受幅をそれぞれｌ1、ｌ2とする。この場合は、このｌ1、ｌ2をこの発明の軸受幅として考え、傾斜に対応した薄肉構造９ａ、９ｂを付与すればよい。図９は軸の傾斜量Δεがプラス、マイナスの範囲で変化する場合で、軸受両端の切り込み量ａ１とａ２は数９、数１０となる。
（数９）    ０．３３≦ａ１／ｌ1≦０．５ 
（数１０）  ０．３３≦ａ２／ｌ2≦０．５ 
【００１２】
実施の形態４．
次に、すべり軸受８をブッシュとしてハウジング１０に挿入する場合のブッシュ外周面の設計実施例について説明する。図１０はこの発明の実施の形態４におけるすべり軸受を示し、軸受ブッシュ８とハウジング１０との間にハウジング隙間１３が存在する場合の実施例である。軸傾斜が存在する場合には、軸受ブッシュ８にモーメントが作用する。このモーメントによって軸受ブッシュ８が傾斜しないようにするために、ブッシュ外周面１４は軸受幅の全長にわたって形成しなければならない。
図１０は軸の傾斜量Δεがプラス、マイナスの範囲で変化する場合であり、両側に薄肉構造９ａ、９ｂを付与するのがよい。図１０は軸の傾斜量Δεがマイナスの場合を示す。両側を薄肉構造とする場合にはａ／Ｌ＝０．５とすることはできない。したがって、軸受有効幅Ｌ´が(１／２〜２／３)Ｌに減少することを仮定して、軸受の切り込み量ａは、数８とするのがよい。
【００１３】
実施の形態５．
更に、軸受ブッシュ８とハウジング１０との間に隙間が存在しない場合の実施例を図１１に示す。図１１はこの発明の実施の形態５におけるすべり軸受を示し、軸受ブッシュ８とハウジング１０との間にハウジング隙間が存在しない場合の実施例である。軸受ブッシュ８に作用するモーメントについて考慮する必要はないので、軸受ブッシュ８外周面は薄肉円筒部分に対応する部分を削除してもよい。図１１は軸の傾斜量Δεがプラス、マイナスの範囲で変化する場合であり、両側に薄肉構造９ａ、９ｂを付与するのがよい。図１１は軸の傾斜量Δεがマイナスの場合を示す。両側を薄肉構造とする場合にはａ／Ｌ＝０．５とすることはできない。したがって、軸受有効幅Ｌ´が(１／２〜２／３)Ｌに減少することを仮定して、軸受の切り込み量ａは、数８とするのがよい。
【図面の簡単な説明】
【００１４】
【図１】従来のすべり軸受の概略構造を示す断面図である。
【図２】この発明の前提となるすべり軸受の基本構造を示す図である。
【図３】軸受の中で軸中心が動くことのできる隙間円の中における軸心の位置を示す図である。
【図４】計算に用いたフローチャート図である。
【図５】軸傾斜量と軸受の負荷容量の関係を示す特性図である。
【図６】ａ／Ｌに対する軸傾斜量の下限値と上限値の関係を示す特性図である。
【図７】この発明の実施の形態１におけるすべり軸受の概略構造を示す断面図である。
【図８】この発明の実施の形態２におけるすべり軸受の概略構造を示す断面図である。
【図９】この発明の実施の形態３におけるすべり軸受の概略構造を示す断面図である。
【図１０】この発明の実施の形態４におけるすべり軸受の概略構造を示す断面図である。
【図１１】この発明の実施の形態５におけるすべり軸受の概略構造を示す断面図である。
【符号の説明】
【００１５】
１  前部すべり軸受
２  後部すべり軸受
３  軸
４  前部軸受ハウジング
５  後部軸受ハウジング
６  軸の軸線
７  軸受の軸線
８  すべり軸受
９、９ａ、９ｂ  薄肉部
１０  ハウジング
１１  給油ポート
１２  給油溝
１３  ハウジング隙間
１４  外周面
Ｏ１  軸受端での軸中心
Ｏ２  軸受端での軸中心
ＯＢ  軸受中心
Δε  軸傾斜量（軸受中心での軸受両端位置の軸心の投影距離）
Ｌ  軸受長（幅）
Ｄ  軸直径
Ｄ１  軸受直径
ｈmin  最小油膜厚さ
ａ  切り込み量
ｔ  薄肉円筒厚さ
α  軸の勾配
γ  軸の傾斜角
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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