(57)【要約】【課題】実使用時において共振が発生しやすくなる問題を極力解消し得るようにしたターボチャージャ用軸受ユニットを提供する。【解決手段】一端部にタービンインペラ１２が固定され他端部にコンプレッサインペラ１４が固定された回転軸１６の中間部を、軸方向に離隔した２個所位置に設けた一対の転がり軸受２０、２２により回転自在に支持するターボチャージャ用軸受ユニット１０であって、コンプレッサインペラ１４側の転がり軸受２２は、軸方向外側の内輪端面２６ａが軸方向外側の外輪端面２４ｃより軸方向外側に突出し、タービンインペラ又はコンプレッサインペラの重心位置から内輪端面までの軸方向距離Ｌ[ｍｍ]と、回転軸の直径ｄ[ｍｍ]とは、Ｌ≦３ｄ−５．９、５≦ｄ≦８．５の関係を満足する。【選択図】図２
2015215084.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
一端部にタービンインペラが固定され他端部にコンプレッサインペラが固定された回転軸の中間部を、軸方向に離隔した２個所位置に設けた一対の転がり軸受により回転自在に支持するターボチャージャ用軸受ユニットであって、
前記一対の転がり軸受の少なくとも一方は、軸方向外側の内輪端面が軸方向外側の外輪端面より軸方向外側に突出し、
前記タービンインペラ又は前記コンプレッサインペラの重心位置から前記内輪端面までの軸方向距離Ｌ[ｍｍ]と、前記回転軸の直径ｄ[ｍｍ]とは、下記（１）、（２）式の関係を満足することを特徴とするターボチャージャ用軸受ユニット。
Ｌ  ≦  ３ｄ−５．９      ・・・（１）
５  ≦  ｄ≦  ８．５      ・・・（２）
【請求項２】
前記一対の転がり軸受は、
単一円筒部材からなり、前記タービンインペラ側の一端部に第一の軌道面が配置され、前記コンプレッサインペラ側の他端部に第二の軌道面が配置される外輪と、
前記第一の軌道面に対向する第三の軌道面を有する第一の内輪と、
前記第二の軌道面に対向する第四の軌道面を有する第二の内輪と、
前記第一の軌道面と前記第三の軌道面との間を転動可能な第一の玉と、
前記第二の軌道面と前記第四の軌道面との間を転動可能な第二の玉と、
を備えることを特徴とする請求項１に記載のターボチャージャ用軸受ユニット。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、ターボチャージャ用軸受ユニットに関する。
【背景技術】
【０００２】
エンジンの出力を、排気量を変えることなく増大させる手段として、ターボチャージャが広く使用されている。ターボチャージャは、エンジンの排気管から廃棄される排気ガスの内部エネルギーを利用してタービンを高速回転させ、その回転力でコンプレッサを駆動することにより、圧縮した空気をエンジン内に送り込む。これにより、廃棄エネルギーを回収しつつ、エンジン本来の排気量を超える混合気を吸入・燃焼させる。その結果、エンジンの熱効率を高めて燃料消費率を低減させる他、排気ガスの有害成分を減少させることを可能にしている。
【０００３】
この種のターボチャージャでは、両端にタービンインペラ及びコンプレッサインペラが固定された回転軸を高速回転可能に支持する必要があることから、ターボチャージャ用軸受ユニットが使用されている。特許文献１〜３等に、ターボチャージャにおいて使用されるターボチャージャ用軸受ユニットが開示されている。
【０００４】
図６はターボチャージャの従来例の一つを示している。
このターボチャージャ用軸受ユニット１００では、ハウジング１０２を貫通する回転軸１０４の一端部にタービンインペラ１０６が固定され、回転軸１０４の他端部にコンプレッサインペラ１０８が固定されている。そして、回転軸１０４の中間部が、ハウジング１０２の内部に互いに離隔して配置された２つの単列アンギュラ玉軸受１１０、１１２（以下、単に「軸受」とも呼称する）によって回転自在に支持されている。これらの軸受１１０、１１２は、内輪と外輪の幅寸法が同一のものである。
【０００５】
２つの単列アンギュラ玉軸受１１０、１１２の内輪間には、両軸受１１０、１１２間の間隔を保持するための筒状のスペーサ１１４が挟まれている。また、各軸受１１０、１１２の軸方向外側の内輪端面とタービンインペラ１０６及びコンプレッサインペラ１０８との各間にも、スペーサ１１６、１１８がそれぞれ配置されている。そして、各軸受１１０、１１２の外輪は、ハウジング１０２の内周に軸方向へスライド可能に嵌合された円筒状スリーブ１２０の内周に嵌合されており、両軸受１１０、１１２の外輪を嵌合した一対の円筒状スリーブ１２０が、圧縮スプリング１２４によってそれぞれ軸方向外方に向けて付勢されている。
【０００６】
ターボチャージャは一般にオイル潤滑であることから、両軸受１１０、１１２を収容した空間を密封するために、各軸受１１０、１１２の軸方向外側に配置したスペーサ１１６、１１８に、ハウジング１０２との間をシールするシール機構１２６、１２８が配置されている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００７】
【特許文献１】特開２００８−２９８２８４号公報
【特許文献２】特開２００９−２６４５２６号公報
【特許文献３】特開２００９−２０３８４５号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００８】
図６に示すように、従来のターボチャージャ用軸受ユニット１００では、タービンインペラ１０６と軸受１１０との間、及びコンプレッサインペラ１０８と軸受１１２の間に、スペーサ１１６、１１８をそれぞれ配置して、シール機構１２６、１２８の設置を目的とした軸方向間隔を確保していた。
【０００９】
しかしながら、軸受１１０の内輪とタービンインペラ１０６との間の軸方向距離Ｌｔや、軸受１１２の内輪とコンプレッサインペラ１０８との間の軸方向距離Ｌｃが長くなると、回転軸１０４の固有振動数ωｎが小さくなることが分かっており、更に固有振動数ωｎが実使用最高回転数ωｍａｘより小さくなる（ωｎ＜ωｍａｘ）と、運転時の軸回転数ωが固有振動数ωｎの近傍（ω≒ωｎ）となったときに共振を発生しやすくなるという問題がある。
【００１０】
本発明は、上述した事情に鑑みてなされたものであり、その目的は、実使用時において共振が発生しやすくなる問題を極力解消し得るようにしたターボチャージャ用軸受ユニットを提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【００１１】
本発明は下記構成からなる。
（１）  一端部にタービンインペラが固定され他端部にコンプレッサインペラが固定された回転軸の中間部を、軸方向に離隔した２個所位置に設けた一対の転がり軸受により回転自在に支持するターボチャージャ用軸受ユニットであって、
前記一対の転がり軸受の少なくとも一方は、軸方向外側の内輪端面が軸方向外側の外輪端面より軸方向外側に突出し、
前記タービンインペラ又は前記コンプレッサインペラの重心位置から前記内輪端面までの軸方向距離Ｌ[ｍｍ]と、前記回転軸の直径ｄ[ｍｍ]とは、下記（１）、（２）式の関係を満足することを特徴とするターボチャージャ用軸受ユニット。
Ｌ  ≦  ３ｄ−５．９      ・・・（１）
５  ≦  ｄ≦  ８．５      ・・・（２）
（２）  前記一対の転がり軸受は、
単一円筒部材からなり、前記タービンインペラ側の一端部に第一の軌道面が配置され、前記コンプレッサインペラ側の他端部に第二の軌道面が配置される外輪と、
前記第一の軌道面に対向する第三の軌道面を有する第一の内輪と、
前記第二の軌道面に対向する第四の軌道面を有する第二の内輪と、
前記第一の軌道面と前記第三の軌道面との間を転動可能な第一の玉と、
前記第二の軌道面と前記第四の軌道面との間を転動可能な第二の玉と、
を備えることを特徴とする（１）に記載のターボチャージャ用軸受ユニット。
【発明の効果】
【００１２】
本発明によれば、回転軸の固有振動数を大きくすることができ、実使用回転範囲における共振の発生を防止することができて、ターボチャージャの振動抑制効果を高めることができる。
【図面の簡単な説明】
【００１３】
【図１】本発明の実施形態の軸受ユニットを組み込んだターボチャージャの要部構成を示す断面図である。
【図２】図１に示す軸受ユニットの単体の断面図である。
【図３】軸径φ５．０ｍｍ〜φ８．５ｍｍの範囲における、転がり軸受の内輪端面−インペラ重心距離と軸危険速度との関係を示す特性図である。
【図４】軸径φ５．０ｍｍ〜φ６．０ｍｍの範囲について、詳細に求めた内輪端面−インペラ重心距離と回転軸の危険速度との関係を示す特性図である。
【図５】他の構成の軸受ユニットの断面図である。
【図６】ターボチャージャの従来例の断面図である。
【発明を実施するための形態】
【００１４】
以下、本発明の実施形態について、図面を参照して詳細に説明する。
図１は本発明の実施形態の軸受ユニットを組み込んだターボチャージャの要部構成を示す断面図、図２は図１に示す軸受ユニットを単体で示す断面図である。
【００１５】
このターボチャージャに使用されている軸受ユニット１０は、軸方向の一端部（図１及び図２の右端）にタービンインペラ１２が固定され、軸方向の他端部（図１及び図２の左端）にコンプレッサインペラ１４が固定された回転軸１６の中間部を、軸方向に離隔した２個所位置に設けた一対の転がり軸受２０、２２によって回転自在に支持したものである。軸受ユニット１０は、タービンハウジング６０の内部に収容されている。
【００１６】
このターボチャージャでは、排気流路側２を流通する排気により、タービンインペラ１２を回転させる。タービンインペラ１２の回転は、回転軸１６の他端側のコンプレッサインペラ１４に伝達され、コンプレッサインペラ１４が給気流路側４で回転する。その結果、給気流路４の上流端開口から吸引された空気が圧縮されて、ガソリン、軽油等の燃料と共にエンジンのシリンダ室内に送り込まれる。
【００１７】
軸受ユニット１０を構成する一対の転がり軸受２０、２２は、２つの転がり軸受２０、２２に共通の単一円筒部材として構成された外輪２４と、各転がり軸受２０、２２ごとに分割されたタービンインペラ１２側の第一の内輪２６及びコンプレッサインペラ１４側の第二の内輪２８と、を備えている。外輪２４の内周面のうち、タービンインペラ１２側の一端部には第一の軌道面３２が形成され、コンプレッサインペラ１４側の他端部には第二の軌道面３４が形成されている。
【００１８】
また、第一の内輪２６の外周面のうち、第一の軌道面３２に対向する位置には第三の軌道面３６が形成され、第二の内輪２８の外周面のうち、第二の軌道面３４に対向する位置には第四の軌道面３８が形成されている。そして、第一の軌道面３２と第三の軌道面３６との間に転動可能に複数の第一の玉３０Ａが円周方向に沿って配置され、第二の軌道面３４と第四の軌道面３８との間に転動可能に複数の第二の玉３０Ｂが円周方向に沿って配置されている。
【００１９】
なお、各転がり軸受２０、２２の玉３０Ａ、３０Ｂは、保持器４０によって、各軌道面から脱落しないように円周方向に一定間隔を持って保持されている。また、第一の内輪２６及び第二の内輪２８は、それぞれ軸方向の両端部に設けられた内周嵌合面２６ｃ、２６ｄ、２８ｃ、２８ｄのみによって、回転軸１６の外周面に嵌合されている。
【００２０】
これら２つの転がり軸受２０、２２は、それぞれ規定の接触角を有するアンギュラ型玉軸受である。これらアンギュラ型玉軸受は、一般的には背面組み合わせ型（ＤＢ型）であるが、正面組み合わせ型（ＤＦ型）とする場合もある。
【００２１】
図２に示すように、コンプレッサインペラ１４側の転がり軸受２２の第二の内輪２８は、軸方向外側に延出されており、軸方向外側の内輪端面２８ａが、軸方向外側の外輪端面２４ｃよりも軸方向外側に突出している。これにより、コンプレッサインペラ１４の重心位置１４Ｇから内輪端面２８ａまでの軸方向距離Ｌ２が、内輪端面２８ａが突出しない場合よりも短縮されている。
【００２２】
また、本構成では、タービンインペラ１２側の転がり軸受２０の軸方向外側には、軸方向外側の内輪端面２６ａとタービンインペラ１２との間に円筒状のスペーサ７０が介在されている。このスペーサ７０によって、タービンインペラ１２の重心位置１２Ｇから内輪端面２６ａまでの軸方向距離Ｌ１が設定されている。
【００２３】
回転軸１６の直径をｄ[ｍｍ]とした場合、軸方向距離Ｌ（Ｌ１，Ｌ２）[ｍｍ]は下記（１）、（２）式の関係を満足するように設定されている。
Ｌ  ≦  ３ｄ−５．９      ・・・（１）
５  ≦  ｄ≦  ８．５      ・・・（２）
【００２４】
また、図１に示すように、軸受ユニット１０の外輪２４の外周面とタービンハウジング６０の内周面との間には微小隙間６２が確保されている。この微小隙間６２内には給油口６４を通じて潤滑油（エンジンオイル）が送り込まれ、この潤滑油は、外輪２４に設けた貫通孔２４ａから外輪２４の内部空間２５に供給される。
【００２５】
微小隙間６２内に一時滞留した潤滑油は、オイルフィルムダンパを構成し、回転軸１６の高速回転時にも、軸受ユニット１０が振動することを防止する機能を果たす。なお、タービンハウジング６０と外輪２４との間には、図示しない回り止め機構が設けられており、回り止め機構がタービンハウジング６０内で外輪２４が回転することを阻止している。
【００２６】
回転軸１６のタービンインペラ１２側の端部には、軸受２０とタービンインペラ１２との間に第一のシール機構５０が配置されている。また、回転軸１６のコンプレッサインペラ１４側の端部には、軸受２２とコンプレッサインペラ１４との間に第二のシール機構５２が配置されている。第一のシール機構５０は、回転軸１６の外周に配置され、第二のシール機構５２は、コンプレッサインペラ１４側に延長した第二の内輪２８の延長部分の外周に配置されている。
【００２７】
以上のように片側（コンプレッサインペラ１４側）の内輪端面２８ａを外輪端面２４ｃよりも軸方向外側に突出させることで、コンプレッサインペラ１４の重心位置１４Ｇと内輪端面２８ａ間の軸方向距離Ｌ１（Ｌ）を短縮している。回転軸の固有振動数ωｎは、直径ｄ、軸方向距離Ｌに対して、ωn2  ∝  ｄ４／L３の比例関係を有するため、回転軸１６の固有振動数ωｎを実使用最高回転数ωｍａｘよりも大きくする（ωｎ＞ωｍａｘ）ことができる。そのため、運転時の軸回転数ωが固有振動数ωｎ近傍となることがなくなり、共振を防止する効果が得られる。
【００２８】
回転軸の固有振動数ωｎが３００００Ｈｚ（回転数１８００００ｍｉｎ−１）を超える内輪端面−インペラ重心間距離Ｌの関係を演算により求めた結果を表１，２に示す。また、表１，２の結果を図３、図４にグラフ表示した結果を示す。図３と表１は、軸径φ５．０ｍｍ〜φ８．５ｍｍの範囲における内輪端面−インペラ重心距離（Ｌ）と回転軸の危険速度との関係を示している。また、図４と表２は、軸径φ５．０ｍｍ〜φ６．０ｍｍの範囲について、詳細に求めた内輪端面−インペラ重心距離（Ｌ）と回転軸の危険速度との関係を示している。
【００２９】
【表１】
2015215084.tif 000003
【００３０】
【表２】
2015215084.tif 000004
【００３１】
なお、軸径がφ５．０ｍｍ未満の構成は、強度的に成立しないため計算外としている。また、軸径がφ８．５ｍｍを超える構成は、現実にはφ１０ｍｍの構成等が存在するが、軸直径が大きいため、距離Ｌを短縮せずとも、１８００００／ｍｉｎ−１以上の安全領域となるため、計算外としている。
【００３２】
表３に軸受内輪端面−インペラ重心間距離Ｌのノミナル値を示す。また、表４に軸固有振動数の計算条件を示す。
【００３３】
【表３】
2015215084.tif 000005
【００３４】
【表４】
2015215084.tif 000006
【００３５】
表４の計算条件の中で、インペラの質量ｍは現実的な仮定値としてある。また、ヤング率Ｅは、一般的な軸受材料となるクロム鋼鋼材ＳＣｒ４３０、ＳＣｒ４４０、クロムモリブデン鋼材ＳＣＭ４２０（JIS G 4053 機械構造用合金鋼鋼材）のヤング率である。インペラの質量ｍは、ターボチャージャの性能面からは軽量であることが望ましく、一般的な値として５０ｇを想定している。一方、タービンインペラ側の質量は５０ｇより大きいのが一般的であるが、軸径も大きいので固有振動数が大きくなり（軸径ｄの４乗がωｎを支配するため）、タービン側の共振は問題にならないとみなしている。
【００３６】
また、ターボチャージャの一般的な軸最高回転数は１２００００〜１８００００ｍｉｎ−１であることから、毎分１８００００回転以上を安全領域としている。しかし近年は、小型化傾向から軸直径φ６．０以下の機種では、最高２３００００ｍｉｎ−１以上の機種も想定される。
【００３７】
そのため、内輪端面−インペラ重心間距離Ｌは、φ５．０ｍｍ軸径の場合では８．０ｍｍ以下、φ６．０ｍｍ軸径の場合では１０．５ｍｍ以下とすることがより好ましい。また、軸径φ６．０ｍｍを超えるサイズで軸最高回転数２３００００ｍｉｎ−１以上のものは見当たらないが、一般に軸径が大きくなると高速性能が低下するため、φ６．０ｍｍ以下の場合を考慮すれば足りるとみなせる。
【００３８】
以上の説明のように、本構成のターボチャージャ用軸受ユニット１０によれば、コンプレッサインペラ１４の重心位置１４Ｇから内輪端面２８ａまでの軸方向距離Ｌ２が短縮されているので、回転軸１６の固有振動数ωｎを実使用最高回転数ωｍａｘよりも大きく（ωｎ＞ωｍａｘ）することができて、実使用時に共振が発生することを確実に防止できる。
【００３９】
また、本構成のターボチャージャ用軸受ユニット１０では、タービンインペラ１２側の転がり軸受２０とコンプレッサインペラ１４側の転がり軸受２２の両内輪２６、２８を共通化せずに分割して構成しているので、各転がり軸受２０、２２の玉３０Ａ、３０Ｂに予圧が付与されることがなく、転がり軸受２０、２２に正の内部隙間を設けることができる。
【００４０】
したがって、回転軸１６にタービンインペラ１２側からコンプレッサインペラ１４側に向かうスラスト荷重が作用する場合は、タービンインペラ１２側の転がり軸受２０の列の玉３０Ａのみでスラスト荷重を支えることができる。
【００４１】
反対に、回転軸１６にコンプレッサインペラ１４側からタービンインペラ１２側に向かうスラスト荷重が作用する場合は、コンプレッサインペラ１４側の転がり軸受２２の列の玉３０Ｂのみでスラスト荷重を支えることができる。その結果、各玉３０Ａ、３０Ｂの転動面や両外輪軌道及び両内輪軌道の表面に擦り傷等が生じにくくなる。
【００４２】
本発明は、上述した実施形態に限定されるものではなく、適宜、変形、改良、等が可能である。その他、上述した実施形態における各構成要素の材質、形状、寸法、数、配置箇所、等は本発明を達成できるものであれば任意であり、限定されない。
【００４３】
例えば、図５に示す他の構成のターボチャージャ用軸受ユニット１０Ｂのように、タービンインペラ側の第一の内輪２６Ｂにおける軸方向外側の内輪端面２６ａも軸方向外側の外輪端面２４ｄよりも軸方向外側に突出させてもよい。その場合、内輪端面２８ａ−インペラ重心間距離、内輪端面２６ａ−インペラ重心間距離の双方が共に短縮され、コンプレッサインペラ１４側とタービンインペラ側１２との両側の回転軸１６の共振が防止される。
【００４４】
つまり、タービンインペラ側の転がり軸受２０とコンプレッサインペラ側の転がり軸受２２の両内輪端面２６ａ、２８ａが、軸方向外側の外輪端面２４ｃ、２４ｄよりも軸方向外側に突出するように構成した場合、タービンインペラの重心位置から内輪端面２６ａまでの軸方向距離、コンプレッサインペラの重心位置から内輪端面２８ａまでの軸方向距離を短縮することができる。したがって、タービン側とコンプレッサ側との両側の回転軸の固有振動数を大きくすることができ、共振の発生を一層抑制できる。
【００４５】
なお、上記構成のように、外輪２４を一体構造とし、内輪２６、２８を２分割式としてもよいが、外輪と内輪のいずれも２分割にしてもよい。
【符号の説明】
【００４６】
１０，１０Ｂ  ターボチャージャ用軸受ユニット
１２  タービンインペラ
１４  コンプレッサインペラ
１６  回転軸
２０，２２  転がり軸受
２４  外輪
２４ｃ，２４ｄ  外輪端面
２６  第一の内輪
２６ａ  内輪端面
２８  第二の内輪
２８ａ  内輪端面
３０Ａ，３０Ｂ  玉
３２  第一の軌道面
３４  第二の軌道面
３６  第三の軌道面
３８  第四の軌道面
【図１】
2015215084.tif 000007
【図２】
2015215084.tif 000008
【図３】
2015215084.tif 000009
【図４】
2015215084.tif 000010
【図５】
2015215084.tif 000011
【図６】
2015215084.tif 000012