(57)【要約】【解決手段】  すべり軸受１の軸受表面の円周方向に細い突状の突筋２を複数設け、突筋と突筋間のピッチをａ、突筋と突筋間の底面幅をｂ、各突筋の幅をｃとしたときに、上記底面幅ｂと突筋幅ｃとの比が、ｂ／ｃ＞１４となるように設定する。【効果】  上記円周方向に形成した細い突状の突筋は、回転軸の表面と軸受表面との間を流れる潤滑油を円周方向に流れやすく、軸方向に流れにくくして、油膜を厚くする。また上記突筋は、荷重が作用して軸と軸受間のすき間が薄くなる側の主体となる潤滑面の油膜厚さを厚くして摩擦を低減し、かつ油膜圧力を高くして荷重に対する負荷容量を効果的に増すことに寄与する。  そして上記底面幅ｂと突筋幅ｃとの比を、ｂ／ｃ＞１４となるように設定することによって、すべり軸受の摩擦を従来に比較して一層低減することができる。【選択図】  図２
2007146919.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
すべり軸受の軸受表面の円周方向に細い突状の突筋を複数設け、突筋と突筋間のピッチをａ、突筋と突筋間の底面幅をｂ、各突筋の幅をｃとしたときに、上記底面幅ｂと突筋幅ｃとの比が、ｂ／ｃ＞１４となるように設定したことを特徴とするすべり軸受。
【請求項２】
すべり軸受の軸受幅をＬとしたときに、上記ピッチａを、ａ＜Ｌ／３となるように設定したことを特徴とする請求項１に記載のすべり軸受。
【請求項３】
すべり軸受の直径をｄとしたときに、上記ピッチａを、ａ≧３７５μｍで、かつａ＞１５ｄ／１０００となるように設定したことを特徴とする請求項１又は請求項２に記載のすべり軸受。
【請求項４】
上記突筋の高さをｈ、すべり軸受の直径をｄとしたときに、突筋の高さｈを、ｈ＜２ｄ／１００００となるように設定したことを特徴とする請求項１ないし請求項３のいずれかに記載のすべり軸受。
【請求項５】
上記突筋幅ｃを、ｃ≧２５μｍで、かつｃ＞ｄ／１０００となるように設定したことを特徴とする請求項１ないし請求項４のいずれかに記載のすべり軸受。
【請求項６】
上記突筋は上記軸受表面の円周方向に対して傾いて形成されており、その傾き角度が±６度以下であることを特徴とする請求項１ないし請求項５のいずれかに記載のすべり軸受。
【請求項７】
上記突筋のピッチａは、不等ピッチであることを特徴とする請求項１ないし請求項６のいずれかに記載のすべり軸受。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、断面円形の回転軸を回転自在に支持する円筒状のすべり軸受に関する。
【背景技術】
【０００２】
エンジンなどの動力機械のすべり軸受は、一般に軸受表面の円周方向に対して直角となる軸方向（軸受幅方向）に切削痕を持つことが多く、これが油の流れをさまたげ、摩擦の向上となじみの悪さの要因であった。
これを解決する目的で、軸受表面に潤滑油を供給するために、円周方向に狭いピッチで小さな溝を多く形成し、円周方向への潤滑油の流れを促進するようにしたものがある（特許文献１）。
また、すべり軸受の軸受表面の円周方向に細い突状の突筋を複数設け、各突筋の間の潤滑油通路を台形形状として、潤滑油量の増大を図ったものも提案されている（特許文献２の図７）。
【特許文献１】特公昭６３−１１５３０号公報
【特許文献２】特開平７−２５９８５８号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００３】
特許文献１のすべり軸受の場合、荷重を主に溝の突部の頂上面で受け持つことを前提としており、突部の頂上面の幅が比較的広く、溝に対して突部の頂上面の面積の割合が高い。溝の無い従来一般のすべり軸受より摩擦の低減を図ることができるが、摩耗の無い使用初期では、溝を挟む突部と回転軸との距離が近く、ここでの摩擦が主体であるため、比較的摩擦は大きい。
回転軸と軸受表面とのなじみによって突部の頂上面がけずれ、頂上面の幅が初期よりやや広くなると摩擦はさらに大きくなる。しかし、回転軸と軸受表面とのなじみがすすみ突部頂上面が摩耗して、頂上面の幅がさらに広くなると摩擦は徐々に低減する。摩耗の進行によって、滑らかな平面に漸近すると、摩擦は平面の状態にまで低減する可能性を有している。
【０００４】
特許文献２の図７に記載されているすべり軸受においては、後の実験結果に示すように、溝の無い従来一般のすべり軸受や特許文献１に記載されたすべり軸受よりも摩擦の低減を図ることができる。
しかしながら特許文献２には、突筋と突筋間の底面幅と、各突筋の幅との比をどのように設定すべきかについては一切記載されておらず、上記底面幅と突筋幅との比をどの範囲に設定したら低い摩擦を得られるかは不明となっている。
エンジンなどの動力機械では、効率向上のためにすべり軸受の摩擦低減がさらに重要な課題となっている。本発明は、このために、従来に比較して摩擦をさらに低減できるように改良したすべり軸受を提供するものである。
【課題を解決するための手段】
【０００５】
本発明は、すべり軸受の軸受表面の円周方向に細い突状の突筋を複数設け、突筋と突筋間のピッチをａ、突筋と突筋間の底面幅をｂ、各突筋の幅をｃとしたときに、上記底面幅ｂと突筋幅ｃとの比が、ｂ／ｃ＞１４となるように設定したことを特徴とするものである。
【発明の効果】
【０００６】
上記円周方向に形成した細い突状の突筋は、回転軸の表面と軸受表面との間を流れる潤滑油を円周方向に流れやすく、軸方向に流れにくくして、油膜を厚くする。また上記突筋は、荷重が作用して軸と軸受間のすき間が薄くなる側の主体となる潤滑面の油膜厚さを厚くして摩擦を低減し、かつ油膜圧力を高くして荷重に対する負荷容量を効果的に増すことに寄与する。
これは特許文献１のように流れを制御する溝の突部の頂上面を潤滑面として荷重を支えるものとは異なり、溝の底面を著しく広くして、この広く厚い油膜を利用して低摩擦と高荷重に対する負荷容量を達成するものである。
そして上記底面幅ｂと突筋幅ｃとの比を、ｂ／ｃ＞１４となるように設定することによって、従来に比較して、極めて低い摩擦を実現することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【０００７】
以下図示実施例について本発明を説明すると、図１は本発明に係る半割すべり軸受１の斜視図で、すべり軸受１の軸受表面の円周方向に細い突状の突筋２を複数設けてある。同図においてＬは軸受幅を示している。また、図示しない他方の半割すべり軸受も上記半割すべり軸受１と同一の構成を有している。
【０００８】
図２、図３はそれぞれ図１のＩＩ−ＩＩ線に沿った要部の拡大断面図で、図２は各部の寸法が分かりやすいように各突筋２を誇張して示してあり、また図３は実際の寸法に近い状態で表示してある。
各図において、ａは突筋と突筋間のピッチ、ｂは突筋と突筋間の底面幅、ｃは各突筋の幅を示しており、突筋幅ｃは、ピッチａ−底面幅ｂに相当する（ｃ＝ａ−ｂ）。またｈは突筋の高さを示している。
図２、図３から理解されるように、各突筋２は断面三角形状に形成してあり、特に図３から理解されるように、その頂部はかなりの鈍角となっている。上記各突筋２の頂上面の幅はできるだけ狭いほうが良く、これは突筋２の頂上面の幅が広くなると該頂上面に大きなせん断力が発生して摩擦を増大させるためである。
【０００９】
図４は、上記突筋２を軸受表面に形成し、上記底面幅ｂと突筋幅ｃとの比（ｂ／ｃ）を変化させて、エンジンのコンロッドに作用する変動荷重下の摩擦（パワーロスＷ）の変化を調べたものである。
同図において、○は上記構成を有する本発明品のすべり軸受についての試験結果を示しており、本試験においては突筋２の高さｈは３μｍに設定してある。また同図における点線は、軸受表面を完全に平坦に形成したすべり軸受の試験結果を示している。なお、一般に軸受表面の粗さを無くして完全に平坦に形成したすべり軸受を量産することは困難であるが、試験のために軸受表面を完全に平坦に形成したすべり軸受を製造した。
上記試験は、１０００ｃｃ、直列４気筒エンジンを用い、５０００ｒｐｍ、全負荷で行なった。各すべり軸受は半径１４ｍｍ、軸受幅１２ｍｍの大きさとした。またパワーロスは仕事率（Ｗ）で示してあり、各コンロッドの大端部１個当たりのパワーロスを示してある。
図４に示すように、上記○で示す本発明品のすべり軸受では、上記底面幅ｂと突筋幅ｃとの比（ｂ／ｃ）が５となると軸受表面が完全に平坦なすべり軸受の摩擦よりも低くなり、５を超えるに従って上記平坦なすべり軸受の摩擦よりも一層低い摩擦となり、１４倍以上で安定した摩擦低減が図れる。
【００１０】
図５は比較のために、従来のすべり軸受について図４と同一の試験条件で行なった試験結果を示したものである。
同図における△は、軸受表面をブローチ加工によって加工した一般のすべり軸受における試験結果を、□は特許文献１の範疇に属するすべり軸受における試験結果をそれぞれ示している。また同図における点線は、図４と同様に、軸受表面を完全に平坦に形成したすべり軸受の試験結果を示している。
但し図５における突筋頂上幅ｅとは、図６に示すように、突筋２’の頂部を平坦に形成した場合のその平端部の幅を意味しており、また溝幅ｆとは、平坦部を含まない突筋２’と突筋２’との間の溝部の幅を示している。
上記△で示した一般のすべり軸受は、回転軸の円周方向と概ね直角の方向に削って表面加工するので、軸方向に突状の筋がつくことが多い。軸方向の筋は摩擦が大きく、摩耗やなじみによって頂上幅ｅが増大するとやや摩擦が低減する。
他方、上記□で示した特許文献１のすべり軸受では、突筋が円周方向の時、摩擦は軸方向の筋に比べて著しく低い。しかしながら摩耗やなじみによって頂上幅ｅが広がると、軸受表面を完全に平坦に形成したすべり軸受の摩擦に近づく。
このように、従来のすべり軸受では、頂上幅ｅを広げることによって摩擦が低減する傾向が示されている。
【００１１】
図７は、上記底面幅ｂを変化させることによって該底面幅ｂと突筋幅ｃとの比（ｂ／ｃ）を大きく変化させた際の特性を調べたものである。同図において、○は本発明品を、点線は軸受表面を完全に平坦に形成したすべり軸受の試験結果を示している。
図７に示されているように、上記比が１４以上となればかなりの摩擦低減となり、４０から５０で最小となり、それ以上では徐々に増える。
この試験結果から、本発明のすべり軸受における底面幅ｂと突筋幅ｃとの比（ｂ／ｃ）は、ｂ／ｃ＞１４の範囲となるように設定すると良好な低摩擦のすべり軸受を得ることができる。
【００１２】
図８は、完全に平坦なすべり軸受の摩擦の大きさを基準として、これに対する各種のすべり軸受における摩擦の大きさの差を示したものである。
同図において、Ａは軸受表面が完全に平坦なすべり軸受の摩擦の大きさを基準として示したもので、Ｂは従来一般のブローチ加工によって製造したすべり軸受の摩擦の大きさを、上記すべり軸受Ａの摩擦の大きさからの差として示してある。同様に、Ｃは特許文献１に記載された条溝付きすべり軸受を、Ｄは特許文献２の図７に記載されたすべり軸受を、Ｅは底面幅ｂと突筋幅ｃとの比（ｂ／ｃ）を４０に設定した本発明品のすべり軸受をそれぞれ示している。
なお、特許文献２の図７に関しては摩擦低減の効果についての定量的な記載はなく、底面幅ｂと突筋幅ｃとの比についての記載もない。そこで同図の寸法を実測したところ、その比は８であった。したがって上記符号Ｄは、底面幅ｂと突筋幅ｃとの比を８とした試験結果を示している。また、特許文献２の図７における突筋は鋭角となっており、特許文献２の本文中にも鋭角である旨の記載がある。これは本発明の図３の形状とは異なっている。
上記試験結果から理解されるように、一般のすべり軸受Ｂに対し、条溝付きすべり軸受Ｃは摩擦低減に効果があるが、完全に平坦なすべり軸受Ａには及ばない。これに対し、底面幅ｂを大きくしたすべり軸受Ｄ、Ｅは摩擦低減に効果があり、なかでも上記比を４０とした本発明品のすべり軸受Ｅは、その比を８としたすべり軸受Ｄに対しても２倍ほどの低減効果がある。
【００１３】
図９は、摩擦低減の要因を示した図である。本発明の底面幅ｂが広いすべり軸受を太線で、完全に平坦なすべり軸受を細線で示してある。同図から理解されるように、本発明品は完全に平坦なすべり軸受に対して、約二倍の最小油膜厚さとなる潤滑期間がエンジンのサイクルに多くあり、これによって摩擦が下がる。
最小油膜厚さの増大は、突筋２により円周方向流れが主体となり、横方向の流れが抑制されることにより油の圧力上昇効果が生じるためである。
【００１４】
次に、上記突筋２の高さｈや幅ｃ、並びにピッチａの大きさについて述べる。
先ず上記突筋２の高さｈについて述べると、各突筋の高さは、基準すき間幅（クリアランス）より低く、実働時の各位置の最小油膜厚さよりも小さくする必要がある。エンジンなどの変動荷重軸受では軸受の位置により異なり、だいたい軸受直径ｄの１／１００００〜２／１００００くらいであることが数値計算によりわかっている。
そこで、上記突筋２の高さｈは、すべり軸受の直径をｄとして、突筋２の高さｈ＜軸受直径ｄ×２／１００００＝２ｄ／１００００ｍｍ（ｈ＜２ｄ／１００００）とするのが望ましい。
【００１５】
次に、上記突筋２の高さｈを考慮して、突筋２の幅ｃを設定することができる。
すべり軸受は表面に軟質材料を用いることが多く、最近では樹脂を用いる場合もある。よって、許容せん断力を基準に突筋２の最小幅を決めることになる。
エンジン用のすべり軸受などでは、油膜の圧力ｐは局所的には５００ＭＰａ（剛体軸受の潤滑理論より）に到達することも十分想定しなければならない。許容せん断応力をτとして、軸受として安心して使用するためには、許容せん断応力τ×突筋幅ｃ＞油膜の圧力ｐ×突筋の高さｈ（τｃ＞ｐｈ）でなければならない。つまり、突筋幅ｃ＞油膜の圧力ｐ×突筋の高さｈ／許容せん断応力τ（ｃ＞ｐｈ／τ）となる。
これに曲げによる応力、すなわち最大主応力＝突筋２の根元のモーメント／突筋の根元の断面係数（=ｐ×（ｈ／ｃ）2／１２も作用する。
この最大主応力は、許容せん断応力τに比べ十分小さいが、多少余裕を持った突筋幅ｃとしなければならない。ここでは軸受材の降伏点応力を基準に、許容せん断応力を降伏点応力の半分と想定する。軸受表面材の引張り強さは３００から３７０ＭＰａ、降伏点応力は１００から１５０ＭＰａである。
許容せん断応力を降伏点応力の半分で５０から７５ＭＰａとすれば、低い方の値５０ＭＰａを用いて、かつｈ＝ｄ／１００００、ｐ=５００ＭＰａを用いると、ｃ＞ｐｈ／τであるから、
突筋幅ｃ＞５００ＭＰａ×ｄ／１００００／５０ＭＰａ＝ｄ／１０００ｍｍ（ｃ＞ｄ／１０００）となる。
【００１６】
ところで、実際上、すべり軸受の直径ｄが小さいときに突筋２の幅ｃを狭くすることは、加工上難しい。
切削加工では切削抵抗によるせん断応力が発生し、これが加工可能な形状にも影響する。切削抵抗は加工の速度を落とすなどによって低くできるが、せん断応力は純アルミで１３０ＭＰａと紹介されている（機械工学便覧Ｂ２偏加工学・加工機器）。純アルミの降伏点応力は約１８０ＭＰａで、許容応力の決定では許容せん断応力は許容応力の８０％とすることが多い。
突筋２を三角形状とすれば、切削抵抗による突筋を三角形の底面のせん断応力が材料の許容せん断応力以下でなければならない。これは傾斜角δ（図３参照）の余弦（ｃｏｓδ）＜切削抵抗によるせん断応力／許容せん断応力となり、純アルミの場合角度δは２５°以下（頂角１３０°以上）。さらに切削抵抗のエネルギーの９５％は温度の上昇になる（機械工学便覧Ｂ２偏加工学・加工機器）と考えられていて熱の伝導のためにはδは２５°よりかなり小さい値にして切削面から材料内部への熱の移動を容易にしなければならない。
また、切削加工を旋盤などで行う場合。送りの精度から加工できる最小幅すなわち突筋２の最小幅を決めなければならない。ＪＩＳ  Ｂ６２０２に精度検査について記されていて、精密旋盤でも精度の許容値は回転する主軸の主軸方向の動きと振れ１０μｍ、親ねじの軸方向の動きに１０μｍ、ＪＩＳ  Ｂ６３３１に刃物台の位置精度の許容値は５μｍと記されている。
これらを合わせると精密旋盤の送り許容精度は２５μｍ。精度記号Ｇの精密級のスローアウェイチップでも±２５μｍの寸法容差を持つ（機械工学便覧Ｂ２偏加工学・加工機器）。スローアウェイチップの精度は相対的なもので除外できるとしても、切削抵抗や精密旋盤の送り精度２５μｍ以上の突筋２の幅ｃでないと切削加工上、突筋２の加工を保証できないと考えられる。
よって、上記突筋２の幅ｃは、２５μｍ以上で、かつｃ＞ｄ／１０００となるように設定するのが望ましい。
【００１７】
さらに、突筋２のピッチａの好ましい最小値について述べる。
ピッチａ＝突筋幅ｃ＋底面幅ｂであり、底面幅ｂと突筋幅ｃとの比はｂ／ｃ＞１４、すなわち底面幅ｂ＞１４×突筋幅ｃなので、結局、ピッチａ＞突筋幅ｃ＋底面幅ｂ＝突筋幅ｃ＋１４×突筋幅ｃ＝１５×突筋幅ｃとなる（ａ＞１５ｃ）。
上述したように、突筋２の幅ｃは２５μｍ以上必要なので、ピッチａは、１５×２５＝３７５μｍ以上必要となる。
他方、ピッチａ＞１５×突筋幅ｃ＞１５×軸受直径ｄ×10-3なので、ａ＞１５ｄ／１０００となる。
【００１８】
図１０、図１１はそれぞれピッチａと軸受直径ｄとの関係を図示したもので、図１０は軸受直径ｄが小さい領域を示しており、図１１は軸受直径ｄがそれよりも大きな領域を示している。
同図において、符号Ｘは特許文献１に記載された領域を示しており、線Ｙは上述した本発明に係る最小ピッチａを示している。本発明の領域は、その線Ｙよりも上側の領域である。また線Ｚは、本発明において底面幅ｂ／突筋幅ｃ＝１９となる線を示しており、その比が１９以上であればより優れた摩擦低減効果が得られている。なお、図１０の線Ｚにおいて、ｂ／ｃ＝１９としたときの最小のピッチａは、５００μｍである。すなわち、ｂ＝１９ｃ、かつａ＝ｂ＋ｃなので、ａ＝２０ｃとなり、またｃは２５μｍ以上必要なので、最小のピッチａは２０×２５＝５００μｍとなる。
【００１９】
さらに、すべり軸受外への軸方向の脇漏れを少なくし、荷重を支える軸受表面の油膜圧力を向上させて、油膜厚さを厚くし、摩擦低減と潤滑の性能改善をするためには、すべり軸受の軸方向両端部に突筋２を形成することが望ましい。そして、両端部の突筋に加え、軸受表面に最低２つの突筋２を形成すると、中央の油膜圧力を高くして油の流れを制御することができる。
よって本発明のピッチａの最大値は軸受幅をＬとして、ピッチａ＜Ｌ／３に設定することが望ましい。
【００２０】
また、上記各突筋２は、すべり軸受の正確に円周方向に形成しても、螺旋状に所要の角度θだけ傾けて形成してもよい。突筋２を傾けて形成する場合には、軸受幅と軸受傾直径が等しい場合を想定すれば、tａnθ＜１／（３π）から６度以下となる。よって、本発明の突筋２の傾きの角度θは、軸受の円周方向に対して±６度以下に設定することが望ましい。
【００２１】
本発明のすべり軸受は、上記のピッチａの範囲内であれば均等なピッチでなくても良い。突筋２と直角方向の断面は概ね台形によって近似できるが、突筋２の斜面や頂上面や底面は多少曲がったり、ゆがんでいても良い。
また突筋の高さｈは上記範囲内であれば、場所によって異なっても良い。特に大きな荷重がかかる方向に高さを低く、逆に荷重が小さいか軸受ハウジングがやわらかい方向は、突筋の高さを高くすると効果的である。
【図面の簡単な説明】
【００２２】
【図１】本発明の一実施例を示す斜視図。
【図２】図１のＩＩ−ＩＩ線に沿う要部の拡大断面図で、突筋２を誇張して示した断面図。
【図３】図１のＩＩ−ＩＩ線に沿う要部の拡大断面図で、図２よりも実際の寸法に近い断面図。
【図４】本発明品における底面幅ｂと突筋幅ｃとの比（ｂ／ｃ）を変化させて、エンジンのコンロッドに作用する変動荷重下の摩擦（パワーロスＷ）の変化を調べた試験結果図。
【図５】従来のすべり軸受について図４と同一の試験条件で行なった試験結果。
【図６】図５の試験における突筋頂上幅ｅと溝幅ｆとを説明するための断面図。
【図７】底面幅ｂと突筋幅ｃとの比（ｂ／ｃ)が摩擦に与える影響を調べた試験結果図。
【図８】軸受表面を完全に平坦に製造したすべり軸受の摩擦の大きさを基準として、通常の加工（ブローチ加工）のすべり軸受と、特許文献１に記載された条溝付きすべり軸受と、特許文献２の図７に記載されたすべり軸受と、底面幅ｂと突筋幅ｃとの比（ｂ／ｃ）を４０に設定した本発明品のすべり軸受とにおける摩擦の大きさの差をそれぞれ示した試験結果図。
【図９】本発明の底面幅ｂを広くしたすべり軸受の摩擦低減の理由を、最小油膜厚さを用いて説明する図。
【図１０】ピッチａと軸受直径ｄとの関係を示した図。
【図１１】図１０よりも軸受直径ｄが大きな領域におけるピッチａと軸受直径ｄとの関係を示した図。
【符号の説明】
【００２３】
１  すべり軸受                    ２  突筋
ａ  ピッチ                        ｂ  底面幅
ｃ  突筋幅                        ｄ  軸受直径
ｈ  突筋の高さ
【図１】
2007146919.tif 000003
【図２】
2007146919.tif 000004
【図３】
2007146919.tif 000005
【図４】
2007146919.tif 000006
【図５】
2007146919.tif 000007
【図６】
2007146919.tif 000008
【図７】
2007146919.tif 000009
【図８】
2007146919.tif 000010
【図９】
2007146919.tif 000011
【図１０】
2007146919.tif 000012
【図１１】
2007146919.tif 000013