(57)【要約】【課題】ターボチャージャーにおいて、タービン軸を支持する転がり軸受に対するタービンホイール側からの熱影響を少なくし、更にタービン軸の振動を抑制する。【解決手段】転がり軸受装置３２は、ターボチャージャーのケーシング４０に支持される軸受ハウジング６１と、軸受ハウジング６１内に装着され且つタービン軸４１を回転自在に支持する軸線Ｚ方向に一対の転がり軸受１０ａ，１０ｂとを備え、一対の転がり軸受１０ａ，１０ｂ間の軸線方向の中央位置Ｙ３と、軸受ハウジング６１の軸線方向の中央位置Ｙ２とが軸線方向にずれて配置される。各転がり軸受１０ａ，１０ｂは、内輪１と、外輪３と、内外輪の間に介在する中間輪２と、内輪１と中間輪２との間及び中間輪２と外輪３との間に介在する複数の転動体４，５とを有し、中間輪２は、微小変位又は弾性的に微小変形することにより回転により発生した振動を低減させるダンパ機能を有する。【選択図】図２
2009079628.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
回転軸を有する機器のケーシングに支持される軸受ハウジングと、この軸受ハウジング内に装着され且つ前記回転軸を回転自在に支持する一対の転がり軸受と、を備えている転がり軸受装置において、
前記一対の転がり軸受間の軸線方向の中央位置と、前記軸受ハウジングの軸線方向の中央位置とが軸線方向にずれて配置されており、
前記各転がり軸受が、外周に第一の軌道を有する内輪と、内周に第二の軌道を有する外輪と、これら内外輪の間に少なくとも一つ介在し内周に第三の軌道を有し外周に第四の軌道を有する中間輪と、前記中間輪の前記第三の軌道とこれに対向する軌道との間及び前記中間輪の前記第四の軌道とこれに対向する軌道との間にそれぞれ転動自在に介在している複数の転動体と、を備え、
前記中間輪が、微小変位又は弾性的に微小変形することにより、回転することで発生した振動を低減させるダンパ機能を有していることを特徴とする転がり軸受装置。
【請求項２】
前記軸受ハウジングが、少なくとも軸線方向の両端部においてダンパ部材を介して前記ケーシングに支持され、前記ダンパ部材が、金属製のワイヤを編み上げることによって形成されていることを特徴とする請求項１記載の転がり軸受装置。
【請求項３】
前記中間輪が、大径輪部と、この大径輪部から軸線に対して傾斜した傾斜輪部を介して設けられ当該大径輪部よりも小径とされた小径輪部と、を有し、
前記第三の軌道が前記大径輪部と前記傾斜輪部との境界部に形成され、前記第四の軌道が前記小径輪部と前記傾斜輪部との境界部に形成されていることを特徴とする請求項１記載の転がり軸受装置。
【請求項４】
請求項１〜３のいずれかに記載の転がり軸受装置を用いた過給機であって、
前記軸受ハウジングを支持するケーシングと、前記一対の転がり軸受によって回転自在に支持されるタービン軸と、このタービン軸の軸線方向の一端部に固定されたタービンホイールと、前記タービン軸の軸線方向の他端部に固定されたコンプレッサホイールとを備え、
前記一対の転がり軸受間の軸線方向の中央位置が、前記軸受ハウジングの軸線方向の中央位置よりも前記コンプレッサホイール側に配置されていることを特徴とする過給機。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は転がり軸受装置及びこれを用いた過給機に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
自動車においては、エンジン性能を高めるためにターボチャージャーが広く使用されている。特許文献１には、ケーシングと、このケーシング内に転がり軸受を介して回転自在に支持されたタービン軸と、タービン軸の一端に固定されたタービンホイールと、他端に固定されたコンプレッサホイールとを備えたターボチャージャーが開示されている。前記転がり軸受は軸線方向に一対設けられ、各転がり軸受は、筒形状に形成された軸受ハウジングの内周面に取り付けられている。軸受ハウジングは、ケーシング内に形成された中央孔内に支持されている。
【０００３】
また、特許文献１のターボチャージャーは、タービン軸の高速回転に伴う振動を低減するため、軸受ハウジングの外周面とケーシングの中央孔の内周面との間にエンジンオイルを供給することによって油膜を形成し、当該油膜によってオイルフィルムダンパを構成している。そして、オイルフィルムダンパを経たエンジンオイルを転がり軸受に供給することによって、転がり軸受の潤滑と冷却とを行っている。
【０００４】
【特許文献１】特開２００２−９８１５８号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
タービン軸の一端に固定されたタービンホイールは、高温の排気ガスが流通する排気通路に配置されるため、その周辺の温度は非常に高くなる。このため、一対の転がり軸受のうちタービンホイール側に配置されたものは特に熱影響を受け、焼付や耐久性低下等の問題が生じやすくなる。
特許文献１のターボチャージャーでは、オイルフィルムダンパを経たエンジンオイルを最初にタービンホイール側の転がり軸受に対して供給し、その後その潤滑油を他方の転がり軸受に供給することによって、タービンホイール側の転がり軸受の冷却性能を高めている。しかし、タービンホイール側の転がり軸受を十分に冷却するには多量のエンジンオイルを供給しなければならず、エンジンオイルポンプの駆動動力を高める必要があることから、エンジンのエネルギー損失が大きくなる。
【０００６】
一方、タービンホイール側からの熱影響を少なくするため、転がり軸受をタービンホイールから遠ざけて配置することも考えられる。しかし、単純に転がり軸受をタービンホイールから遠ざけると、タービンホイールとコンプレッサホイールとの支持バランスが崩れ、タービン軸の回転に伴う振動が極めて大きくなってしまう。
【０００７】
ところで、特許文献１記載のターボチャージャーのように、エンジンオイルを用いてオイルフィルムダンパを形成したり、転がり軸受の潤滑及び冷却を行ったりするには、ターボチャージャーのケーシングに、エンジンオイル用の多数の流路（孔）を形成しなければならない。さらに、エンジンオイルにはカーボンスラッジ等の異物が含まれるため、これを取り除くべく流路にフィルタ等を設ける必要もある。そのため、ケーシング等の構造が複雑化し、製造コストが増大するという問題がある。また、エンジンオイルは使用によって次第に劣化するので、当該劣化によってオイルフィルムダンパの性能も低下してしまうという問題もある。近年、これらの問題を解消することができるターボチャージャーが嘱望されている。
【０００８】
本発明は、例えばターボチャージャーにおいて、タービンホイール側からの熱影響を少なくするためにタービンホイールから転がり軸受を遠ざけて配置したとしても、タービン軸の振動を好適に抑制することができる転がり軸受装置及びこれを用いた過給機を提供することを目的とする。
また、エンジンオイルを用いずにタービン軸の振動を適切に低減することができる転がり軸受装置及びこれを用いた過給機を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００９】
本発明は、回転軸を有する機器のケーシングに支持される軸受ハウジングと、この軸受ハウジング内に装着され且つ前記回転軸を回転自在に支持する一対の転がり軸受と、を備えている転がり軸受装置において、
前記一対の転がり軸受間の軸線方向の中央位置と、前記軸受ハウジングの軸線方向の中央位置とが軸線方向にずれて配置されており、
前記各転がり軸受が、外周に第一の軌道を有する内輪と、内周に第二の軌道を有する外輪と、これら内外輪の間に少なくとも一つ介在し内周に第三の軌道を有し外周に第四の軌道を有する中間輪と、前記中間輪の前記第三の軌道とこれに対向する軌道との間及び前記中間輪の前記第四の軌道とこれに対向する軌道との間にそれぞれ転動自在に介在している複数の転動体と、を備え、
前記中間輪が、微小変位又は弾性的に微小変形することにより、回転することで発生した振動を低減させるダンパ機能を有していることを特徴とする。
【００１０】
このような構成の転がり軸受装置を、例えば、回転軸を有する機器であるターボチャージャーに用いる場合、ターボチャージャーのケーシングに軸受ハウジングを支持させるにあたって、当該軸受ハウジングをタービンホイールとコンプレッサホイールとの間の中央又はその近傍に配置する。そして、一対の転がり軸受間の軸線方向の中央位置が軸受ハウジングの軸線方向の中央位置よりもコンプレッサホイール側へずれるように当該一対の転がり軸受を配置し、この一対の転がり軸受によってタービン軸（回転軸）を回転可能に支持する。これにより、一対の転がり軸受がタービンホイールから遠ざかり、タービンホイール側からの熱影響を受けにくくなる。
【００１１】
このように一対の転がり軸受をタービンホイールから遠ざけると、タービン軸の支持位置が軸線方向にずれ、タービンホイールとコンプレッサホイールとの支持バランスが崩れやすくなる。しかし、本発明では、各転がり軸受の中間輪が、微小変位又は弾性的に微小変形することにより振動を低減させるダンパ機能を有しているので、タービン軸に発生する振動を好適に低減することができる。一方、軸受ハウジングは、一対の転がり軸受よりもタービンホイール側に配置されることになるので、一対の転がり軸受をタービンホイールから遠ざけて配置することに伴う振動の発生を抑制することが可能となる。
以上のことから、本発明は、一対の転がり軸受に多量の潤滑油を供給しなくても、当該転がり軸受の温度上昇を抑制することができ、同時に、タービン軸の振動を適切に低減することができる。
【００１２】
前記軸受ハウジングは、少なくとも軸線方向の両端部においてダンパ部材を介してケーシングに支持され、前記ダンパ部材は、金属製のワイヤを編み上げることによって形成されていることが好ましい。このようなダンパ部材は、全体的に弾性変形（収縮）し、３次元的に全方位の振動を減衰することができるため、高いダンピング性能を発揮する。したがって、一対の転がり軸受をタービンホイールから遠ざけて配置している場合でも、タービン軸の振動をより低減することができる。
【００１３】
以上のように、一対の転がり軸受をタービンホイールから遠ざけて配置し、金属製ワイヤを編み上げて形成したダンパ部材を介して軸受ハウジングをケーシングに支持することにより、一対の転がり軸受の冷却のために多量のエンジンオイルを供給しなくてもよく、軸受ハウジングとケーシングとの間にダンピング用のエンジンオイルを供給しなくてもよい。したがって、ケーシングにエンジンオイル等の流路を形成したりフィルタを設けたりする必要がなく、ケーシング等の構造を簡素化し、製造コストを低減することができる。
【００１４】
前記転がり軸受の中間輪は、大径輪部と、この大径輪部から軸線に対して傾斜した傾斜輪部を介して設けられ当該大径輪部よりも小径とされた小径輪部と、を有する構造とすることができる。この場合、前記第三の軌道は前記大径輪部と前記傾斜輪部との境界部に形成され、前記第四の軌道は前記小径輪部と前記傾斜輪部との境界部に形成されていることが好ましい。
【００１５】
この構成によれば、転がり軸受の外輪は軸受ハウジングに、内輪はタービン軸等の回転軸にそれぞれ径方向に固定された状態となるのに対し、中間輪は、軸線方向及び径方向に完全に拘束されない状態となり、軸線方向及び径方向に微小変位したり、弾性的に微小変形したりすることが許容される。このような作用によってダンパ機能が発揮され、回転軸の振動を好適に低減することができる。
【００１６】
本発明の過給機は、前記軸受ハウジングを支持するケーシングと、前記一対の転がり軸受によって回転自在に支持される回転軸としてのタービン軸と、このタービン軸の軸線方向の一端部に固定されたタービンホイールと、前記タービン軸の軸線方向の他端部に固定されたコンプレッサホイールとを備え、前記一対の転がり軸受間の軸線方向の中央位置が、前記軸受ハウジングの軸線方向の中央位置よりも前記コンプレッサホイール側に配置されていることを特徴とする。
【発明の効果】
【００１７】
本発明によれば、例えばターボチャージャーにおいて、タービンホイールからの熱影響を少なくするためにタービンホイールから転がり軸受を遠ざけて配置したとしても、タービン軸（回転軸）の振動を好適に抑制することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１８】
以下、この発明の実施の形態について図面を参照しながら説明する。
図１は、本発明の実施の形態に係る転がり軸受装置を用いたターボチャージャーを示す断面図である。このターボチャージャーは、ケーシング４０と、タービン軸４１とを備え、タービン軸４１は、ケーシング４０内で転がり軸受装置３２を介して回転可能に支持されている。なお、ターボチャージャーは、例えば、自動車エンジンのための過給機として用いられる。
このタービン軸４１の一端部にはタービンホイール４２が固定され、他端部にはコンプレッサホイール４４が固定されている。タービンホイール４２は、エンジンから排出された排気ガスの流通路に配置され、コンプレッサホイール４４はエンジンへの圧縮空気の供給通路に配置されている。
【００１９】
ケーシング４０は、外周が円柱形状とされた本体部４０ａと、この本体部４０ａの軸線Ｚ方向の端部から径方向外方へ延びるフランジ部４０ｂとを有している。本体部４０ａは、軸線Ｚ方向の一端に配置された側壁１７と、同他端に配置された側壁１８と、軸線Ｚを中心とする円筒形の外側周壁２０と、軸線Ｚを中心とする円筒形の内側周壁１９とを備えている。
【００２０】
内側周壁１９は、コンプレッサホイール４４側に配置された大径筒部１９ａと、タービンホイール４２側に配置された小径筒部１９ｂと、大径筒部１９ａと小径筒部１９ｂとの間に形成された円環状の環状部１９ｃとを有している。大径筒部１９ａの内側は円形状の中心孔４３とされ、この中心孔４３に転がり軸受装置３２が配置されている。本体部４０ａにおいて、中心孔４３のコンプレッサホイール４４側の開口は蓋部材３３によって閉鎖されている。
【００２１】
ケーシング４０の本体部４０ａの内部には、冷却用のクーラントが循環する冷却水ジャケット２６が形成されている。冷却水ジャケット２６は、本体部４０ａの軸線Ｚ方向一端部から他端部にわたる範囲で形成されている。具体的に冷却水ジャケット２６は、側壁１７，１８と外側周壁２０と内側周壁１９とによって囲まれた空間部分として形成されている。また、冷却水ジャケット２６は、転がり軸受装置３２の径方向外側の部分と、転がり軸受装置３２よりもタービンホイール４２側の部分とに存在している。特に、冷却水ジャケット２６は、内側周壁１９の小径筒部１９ｂの外周側に、転がり軸受装置３２とタービンホイール４２との間に入り込むように形成された部分２６ａを有している。この部分２６ａにより、タービンホイール４２側の熱がクーラントによって効果的に奪われ、転がり軸受装置３２の温度上昇が抑制される。
【００２２】
本体部４０ａの内部には、転がり軸受装置３２に供給する潤滑油を溜めているタンク部３５が形成されている。タンク部３５は、本体部４０ａにおけるコンプレッサホイール４４側の部分に配置されている。タンク部３５内の潤滑油は供給手段３６によって転がり軸受装置３２に供給される。本実施の形態の供給手段３６は、タンク部３５と中心孔４３との間に設けられた紐部材により構成されている。この紐部材３６は潤滑油が浸透する材質、構造とされており、一端部がタンク部３５の潤滑油中に浸されており、他端部が中心孔４３内の転がり軸受装置３２の内部に設けられている。これにより、タンク部３５の潤滑油は紐部材の毛細管現象によって中心孔４３内へと供給される。この紐部材によれば、タービン軸４１の回転が停止している状態であっても、中心孔４３にある転がり軸受装置３２に潤滑油を供給できる。
【００２３】
タービンホイール４２とケーシング４０との間には熱遮蔽部材２７が設けられている。熱遮蔽部材２７は、セラミック製や金属製とされており、側壁１７とタービンホイール４２との間に介在している円環部２７ａと、この円環部２７ａからケーシング４０側へ延びる円筒部２７ｂとを有している。円環部２７の中央の孔にタービンホイール４２の基端部（タービン軸４１）が挿通した状態にあり、この孔とタービンホイール４２の基端部との間に僅かな隙間が形成されている。円筒部２７ｂの端部はケーシング４０の本体部４０ａの外周部と接触している。これにより、熱遮蔽部材２７の円環部２７ａ及び円筒部２７ｂと、ケーシング４０の側壁１７との間に環状の空気室２８が形成されている。これによれば、タービンホイール４２側からの輻射熱、空気伝導熱が熱遮蔽部材２７によって遮蔽され、この熱によるケーシング４０及び転がり軸受装置３２の温度上昇を抑えることができる。また、熱遮蔽部材２７とケーシング４０との間の空気室２８によって、タービンホイール４２側からの熱がさらにケーシング４０へ伝わりにくくなり、ケーシング４０及び転がり軸受装置３２の温度上昇を抑えることができる。  
【００２４】
次に、転がり軸受装置３２について詳細に説明する。
図２は、転がり軸受装置３２を拡大して示す断面図である。転がり軸受装置３２は、軸受ハウジング６１と、この軸受ハウジング６１内に配置された一対の転がり軸受１０ａ，１０ｂとを有している。軸受ハウジング６１は、ケーシング４０内の中心孔４３の径よりもやや小さい外径を有する円筒形状に形成されている。軸受ハウジング６１の軸線Ｚ方向の両端外周には切欠け凹部６１ａが周方向全周に形成されており、この切欠け凹部６１ａにはリング状のダンパ部材６０が嵌合されている。このダンパ部材６０の詳細については後述する。
【００２５】
内側周壁１９の環状部１９ｃの径方向内端部には、転がり軸受１０ａ側へ向けて軸線Ｚ方向に延びる円筒形状の受け部材１９ｄが一体形成されている。この受け部材１９ｄの内周面には、タービン軸４１に嵌合された円筒形状のスリーブ７１の外周面が僅かな隙間をもって対向している。スリーブ７１の外周面には凹状の周溝７１ａが形成され、この周溝７１ａ内にはシール部材７２が隙間をもって収容されている。シール部材７２は、所謂ピストンリングにより構成されており、周方向の一箇所に形成された合い口を閉じるようにして受け部材１９ｄの内周面に嵌合されることによって、当該内周面に圧接されている。スリーブ７１の軸線Ｚ方向の一端面はタービン軸４１の外周面から突出する大径部４１ａに当接し、同他端面はタービンホイール４２側の転がり軸受１０ａの内輪１に当接している。このスリーブ７１によって、タービン軸４１に対する当該内輪１のタービンホイール４２側への移動が規制される。
【００２６】
蓋部材３３の軸線Ｚ上には貫通孔３３ａが形成されている。この貫通孔３３ａの内周面は、タービン軸４１に嵌合された円筒形状のスリーブ７３の外周面が僅かな隙間をもって対向している。スリーブ７３の外周面には、軸線Ｚ方向に２つの周溝７３ａが形成され、この周溝７３ａ内にはシール部材７４が隙間をもって収容されている。このシール部材７４も前記シール部材７２と同様にピストンリングにより構成され、貫通孔３３ａの内周面に圧接されている。スリーブ７３の軸線Ｚ方向の一端面はタービン軸４１に形成された段部４１ｂとコンプレッサホイール４４側の転がり軸受１０ｂの内輪１とに当接し、同他端面はコンプレッサホイール４４の側面に当接している。このスリーブ７３によって、タービン軸４１に対する当該内輪１のコンプレッサホイール４４側への移動が規制される。
【００２７】
シール部材７２，７４は、タービンホイール４２側からの排気ガスやコンプレッサホイール４４側からの圧縮空気が転がり軸受１０ａ，１０ｂ側に漏れるのを防止するとともに、転がり軸受１０ａ，１０ｂ側の潤滑油がタービンホイール４２側及びコンプレッサホイール４４側に流出するのを防止している。
【００２８】
本体部４０ａを構成する内側周壁１９の小径筒部１９ｂには、筒形状のラビリンス部材７５が嵌合されている。このラビリンス部材７５の内周面には複数の凹溝７５ａが形成され、当該内周面は、タービン軸４１の外周面と隙間をもって配置されている。この隙間によってラビリンスシール７６が形成され、当該ラビリンスシール７６は、タービンホイール４２側の排気ガスが転がり軸受１０ａ，１０ｂ側へ流入するのを防止している。
【００２９】
次に転がり軸受１０ａ，１０ｂについて説明する。図３は、転がり軸受（コンプレッサホイール４４側（図２の右側）の転がり軸受）１０ｂを拡大して示す断面図である。転がり軸受１０ｂは、タービン軸４１の外周面に嵌合された単一の内輪１と、軸受ハウジング６１の内周面に嵌合された単一の外輪３と、内輪１と外輪３との間に介在した単一の中間輪２とを備えている。内輪１と中間輪２と外輪３とがこの順番で軸線Ｚ方向に沿って位置ずれして配置されている。そして、内輪１と中間輪２との間の環状空間に転動自在に設けられた一列の第一転動体４と、中間輪２と外輪３との間の環状空間に転動自在に設けられた一列の第二転動体５とをさらに備えている。なお、転がり軸受１０ｂは、内輪１がコンプレッサホイール４４側に配置され、外輪３がタービンホイール４２側に配置されている。
【００３０】
第一転動体４及び第二転動体５はそれぞれ複数の玉からなり、第一転動体４の複数の玉４ａは保持器８によって軸線Ｚを中心とする一つの円上に沿って保持され、第二転動体５の複数の玉５ａは保持器９によって軸線Ｚを中心とする他の円上に沿って保持されている。また、玉４ａ，５ａとは同径とされている。
【００３１】
内輪１は環状に形成されており、その内周面がタービン軸４１との嵌合面とされ、その外周面に第一転動体４の玉４ａと接触する第一の軌道１１が形成されている。
外輪３は環状に形成されており、その外周面が軸受ハウジング６１の内周面との嵌合面とされ、その内周面に第二転動体５の玉５ａと接触する第二の軌道３１が形成されている。内輪１と外輪３との軸線Ｚ方向寸法は略同一とされている。
【００３２】
中間輪２は環状に形成されており、軸線Ｚ方向寸法が内輪１及び外輪３よりも長くされている。中間輪２の内周面の一部に第一転動体４の玉４ａと接触する第三の軌道２１が形成されており、中間輪２の外周面の一部に第二転動体５の玉５ａと接触する第四の軌道２２が形成されている。そして、内輪１と中間輪２と外輪３とは軸線Ｚを中心として軸線Ｚ方向に位置ずれはしているが、同心円状に配置されている。
【００３３】
中間輪２は、環状の大径輪部７と、この大径輪部７から傾斜輪部１５を介して連続して設けられた環状の小径輪部６とを有している。小径輪部６は大径輪部７よりも外周面の直径について小さくされている。傾斜輪部１５は軸線Ｚに対して傾斜する方向に直線的に延びている。大径部７は、内輪１の径方向外方に第一転動体４が介在した状態で設けられている。外輪３は、小径輪部６の径方向外方に第二転動体５が介在した状態で設けられている。
【００３４】
環状の前記第三の軌道２１は大径輪部７の内周面と傾斜輪部１５の内周面との境界部に形成されており、環状の第四の軌道２２は小径輪部６の外周面と傾斜輪部１５の外周面との境界部に形成されている。また、中間輪２は縦断面において折れ曲がり形状とされている。
【００３５】
中間輪２において、第四の軌道２２に接触している第二転動体５のピッチ径Ｄ３は、第三の軌道２１に接触している第一転動体４のピッチ径Ｄ４よりも大きくされている。これにより、第一、第二転動体４，５を中間輪２の傾斜輪部１５を挟んで軸線Ｚ方向に接近させた配置とでき、転がり軸受１０ｂの軸線Ｚ方向の寸法を小さくすることができる。なお、ピッチ径とは転動体の玉の中心を通る円の直径としている。
【００３６】
第一転動体４の玉４ａは、一対の対向している第一の軌道１１及び第三の軌道２１に対して斜接（アンギュラコンタクト）しており、第二転動体５の玉５ａは、一対の対向している第四の軌道２２及び第二の軌道３１に対して斜接（アンギュラコンタクト）している。その接触角θ１，θ２は同じとされており、図において例えば１５°とされている。これにより、この転がり軸受１０ｂは軸線Ｚ方向からの荷重（軸線Ｚ方向荷重）を受けることができる。さらに、この転がり軸受１０ｂは軸線Ｚ方向に延びた軸線Ｚ方向配置とされていることから、軸線Ｚ方向のダンパ性能を有した構造とされる。
【００３７】
中間輪２は、転動体４，５を斜接させるために適した構造となっている。すなわち、中間輪２の外周において、第四の軌道２２は小径輪部６と傾斜輪部１５との境界部に形成されていることから、この第四の軌道２２の両側の肩部において、傾斜輪部１５の肩径は小径輪部６の肩径よりも大きくなる。このため、第四の軌道２２において、傾斜輪部１５の傾斜を利用して斜接軌道を形成することができる。また、第三の軌道２１は大径輪部７と傾斜輪部１５との境界部に形成されていることから、この第三の軌道２１の両側の肩部において、傾斜輪部１５の肩径は大径輪部７の肩径よりも小さくなる。このため、第三の軌道２１において、傾斜輪部１５の傾斜を利用して斜接軌道を形成することができる。
このように、内輪１及び外輪３では、転動体４，５を斜接させるために一方の肩部側を厚肉とする必要があるが、中間輪２では、転動体４，５を斜接させるために一方の肩部側（傾斜輪部１５）の厚さを大きくする必要がない。これにより、中間輪２の構造がシンプルとなり、中間輪２を、厚さが一定とされた円筒を塑性変形させて簡単に製造することもできる。
【００３８】
また、この中間輪２において、前記のとおり小径輪部６が大径輪部７よりも小径とされているが、さらに、小径輪部６側の第四の軌道２２の軌道径Ｄ２が、大径輪部７の第三の軌道２１の軌道径Ｄ１よりも小さくされている（Ｄ２＜Ｄ１）。なお、第四の軌道２２の軌道径Ｄ２は、軌道２２の最小径部の直径とし、第三の軌道２１の軌道径Ｄ１は、軌道Ｄ１の最大径部の直径としている。
【００３９】
転がり軸受１０ｂにおいて、内輪１と中間輪２との間において一対の対向している第一の軌道１１と第三の軌道２１との間に第一転動体４の玉４ａが転動自在として介在しており、中間輪２と外輪３との間において一対の対向している第四の軌道２２と第二の軌道３１との間に第二転動体５の玉５ａが転動自在として介在している。この転がり軸受１０ｂは、タービン軸４１に外嵌した内輪１と軸受ハウジング６１に固定された外輪３との間に、複数（二段）の転動体４，５を備えている構造となる。すなわち、この転がり軸受１０ｂは、内輪１と第一転動体４と中間輪２とによって、この中間輪２が外輪と見立てられた第一軸受部Ａが構成され、中間輪２と第二転動体５と外輪３とによって、この中間輪２が内輪と見立てられた第二軸受部Ｂが構成されたものとなる。
【００４０】
図２に示すように、タービンホイール４２側（左側）の転がり軸受１０ａは、コンプレッサホイール４４側（右側）の転がり軸受１０ｂと同様に内輪１，外輪３，中間輪２、第一転動体４，第二転動体５、保持器８，９を備えている。但し、左側の転がり軸受１０ａは、内輪１がタービンホイール４２側に、外輪３がコンプレッサホイール４４側にそれぞれ配置されており、右側の転がり軸受１０ｂとは背面合わせの関係とされている。
一対の転がり軸受１０ａ，１０ｂの外輪３は、軸受ハウジング６１の内周面から僅かに隆起する隆起部６１ｂの軸線Ｚ方向端部に当接し、互いに接近する方向への移動が規制されている。また、一対の転がり軸受１０ａ，１０ｂの間にはバネ部材７７が介装され、このバネ部材７７によって軸線Ｚ方向外方への予圧が各外輪３に付与されている。
【００４１】
以上のように構成された転がり軸受１０ａ，１０ｂは、タービン軸４１が所定回転数で回転することにより、転がり軸受１０ａ，１０ｂにおいて内輪１が外輪３に対して前記所定回転数で回転している状態となる。この回転が生じた状態では、前記所定回転数は、二段とされた第一と第二の軸受部Ａ，Ｂ（図３）によって分配される。すなわち、内輪１はタービン軸４１と共に一体回転するが、中間輪２ではこの内輪２に遅れて（減速されて）供回りする。これにより、一段ごとの軸受部における回転数が前記所定回転数よりも小さくなる。例えば、タービン軸４１が２０万ｒｐｍで回転し、このタービン軸４１側（内側）の第一軸受部Ａが例えば１６万ｒｐｍで回転しているとすると、ケーシング４０側（外側）の第二軸受部Ｂは第一軸受部Ａよりも低回転である４万ｒｐｍで回転することとなる。そして、多段とされた軸受部Ａ，Ｂのそれぞれに分配された回転速度は、タービン軸４１（内輪１）の回転速度の変化に応じて自動的に変速される。この際、外輪３側の第二軸受部Ｂが内輪１側の第一軸受部Ａよりも低速回転とされ、軸受部Ａ，Ｂそれぞれの回転速度は所定の比率で分配される。
このような構成により、この転がり軸受１０ａ，１０ｂは、全体としての許容回転数が高まることになるので、回転するタービン軸４１を大きな安全率でもって支持することができ、タービン軸４１が高速回転しても安定して支持することができる。
【００４２】
前記したように、転がり軸受１０ａ，１０ｂの中間輪２は、大径輪部７よりも径が小さい小径輪部６と傾斜輪部１５との境界部の外周面に第四の軌道２２が形成された構造とされているので、この小径輪部６と傾斜輪部１５との境界部の第四の軌道２２に接触する第二の転動体５が径方向内側寄りの位置に設けられ、転がり軸受１０の径方向寸法を小さくすることができる。つまり、外輪３の外周面の直径を小さくすることができる。したがって、図２において、この転がり軸受１０を収容している軸受ハウジング６１の内外径やケーシング４０の中心孔４３の内径を小さくすることができる。この結果、ケーシング４０を大型化することなくケーシング４０内に設けられる冷却水ジャケット２６やタンク部３５容量を可及的に大きくすることができる。
【００４３】
図３に示すように、転がり軸受１０ａ，１０ｂの中間輪２において、大径輪部７と傾斜輪部１５との境界部の内周面に第三の軌道２１が形成され、小径輪部６と傾斜輪部１５との境界部の外周面に第四の軌道２２が形成された構造とされているため、転がり軸受１０ａ，１０ｂの軸線Ｚ方向寸法を小さくすることができる。
例えば図４に示すように、二点鎖線で示している中間輪５２のように、大径部５７の内周側のみに軌道が形成され、小径部５６の外周側のみに軌道が形成されている比較例の場合では、両軌道に接触する転動体５４，５５間の軸線Ｚ方向の距離Ｑが大きくなり、転がり軸受全体が軸線Ｚ方向に長くなる。しかし、本実施の形態では、実線で示しているように傾斜輪部１５の内周面と外周面とにおいてもそれぞれ第三の軌道２１と第四の軌道２２が形成されているため、これら第三と第四の軌道２１，２２にそれぞれ接触している転動体４，５の間の軸線Ｚ方向の距離Ｐを、前記比較例の距離Ｑよりも小さくすることができる（Ｐ＜Ｑ）。つまり、転動体４，５を軸線Ｚ方向に接近させた状態とできることから、転がり軸受１０ａ，１０ｂの軸線Ｚ方向寸法を小さくすることができる。
【００４４】
さらに、図３に示すように、傾斜輪部１５の内周面の一部と外周面の一部とにそれぞれ第三の軌道２１と第四の軌道２２が形成され、第四の軌道２２に接触している第二の転動体５のピッチ径Ｄ３は、第三の軌道２１に接触している第一の転動体４のピッチ径Ｄ４よりも大きくされているため、第一、第二転動体４，５同士を軸線Ｚ方向に接近させた状態とすることができる。したがって、これによっても転がり軸受１０ａ，１０ｂの軸線Ｚ方向寸法を小さくすることができる。
以上より、転がり軸受１０ａ，１０ｂの軸線Ｚ方向の収容スペースを小さくでき、隣に他の部品を設けるのが容易となる。
【００４５】
さらに、中間輪２において、第四の軌道２２の軌道面２２ａが第三の軌道２１の軌道面２１ａよりも径方向内側の位置に形成されていることから、第四の軌道２２と接触する第二転動体５が、さらに径方向内側寄りの位置に設けられ、径方向寸法がより一層小さくされている。
【００４６】
中間輪２は第一転動体４及び第二転動体５を介して内輪１及び外輪３に支持され、第一転動体４が転動する第三の軌道２１は中間輪２の大径輪部７と傾斜輪部１５との境界部に形成され、第二転動体５が転動する第四の軌道２２は小径輪部６と傾斜輪部１５との境界部に形成され、さらに、第一，第二転動体４，５は各軌道に斜接した構成となっているので、内輪１と中間輪２との間における軸受隙間（前記第一軸受部Ａにおける軸受隙間）と、外輪３と中間輪２との間における軸受隙間（前記第二軸受部Ｂにおける軸受隙間）とが、回転数及び作用する荷重に応じてそれぞれ適切な値となるように自動的に調整される。
【００４７】
すなわち、この転がり軸受１０ａ，１０ｂにおいて、内輪１及び外輪３は回転軸（タービン軸）４１及びケーシング４０に対して径方向に固定された状態で組み立てられるが、中間輪２は内輪１及び外輪３に軸線Ｚ方向及び径方向に完全に拘束された状態ではなく、回転数や中間輪２が受ける荷重に応じて、軸線Ｚ方向及び径方向に微小変位したり弾性的に微小変形したりすることができる。このため、第一軸受部Ａにおける軸受隙間と、第二軸受部Ｂにおける軸受隙間とが、回転数及び作用する荷重に応じてそれぞれ適切な値となるように自動的に調整される。
【００４８】
さらに、中間輪２は、第一転動体４と第二転動体５とから受ける荷重を、軸線Ｚ方向にずれた前記第三の軌道２１と前記第四の軌道２２とによってそれぞれ受けることができ、前記のとおり中間輪２は微小変位したり弾性的に微小変形したりできるので、中間輪２が（リーフスプリングのように）ダンパ作用を有することとなり、転がり軸受１０ａ，１０ｂにおいて生じた振動に対して、優れた制振効果を奏することができる。さらに具体的に説明すると、第三の軌道２１及び第四の軌道２２は、中間輪２の大径輪部７と傾斜輪部１５との境界部、及び、小径輪部６と傾斜輪部１５との境界部に形成され、第一と第二転動体４，５は各軌道に斜接している構成となっているので、中間輪２は、軸線Ｚ方向及び径方向に微小変位したり弾性的に微小変形したりすることができ、径方向と軸線Ｚ方向との両方向について、優れた制振効果を有する。
【００４９】
このように、中間輪２は第一，第二の転動体４，５から荷重を受けることによって、特に、中間輪２の大径輪部７と傾斜輪部１５との境界部、及び、小径輪部６と傾斜輪部１５との境界部が、径方向及び軸線Ｚ方向に微小変位又は弾性的に微小変形することができる。つまり、中間輪２がリーフスプリングとして機能する。すなわち、中間輪２は、回転することで発生した振動を、微小変位又は弾性的に微小変形することにより低減させるダンパ機能部を有しており、この実施形態におけるダンパ機能部は、これら境界部からなる構成である。
【００５０】
図３に示しているように、各保持器８，９は環状であり、その断面において、軸線Ｚ方向の一端部から他端部へ向かって傾斜している構造とされている。つまり、保持器８，９のそれぞれは大径部１３ａと小径部１３ｂとこれらを軸線Ｚ方向で繋いでいる傾斜部１３ｃとを有しており、中間輪２の傾斜輪部１５と同様に傾斜している。これにより、玉４ａ，５ａが転動することで、この保持器８，９が各玉４ａ，５ａの周辺の空気を攪拌し、冷却効果を高めることができる。
【００５１】
次に、軸受ハウジング６１、転がり軸受１０ａ，１０ｂ、タービンホイール４２、及びコンプレッサホイール４４の配置関係について詳細に説明する。
図２に示すように、軸受ハウジング６１は、タービンホイール４２とコンプレッサホイール４４との間の略中央に配置されている。より詳細には、軸受ハウジング６１の軸線Ｚ方向の中央位置Ｙ２が、タービンホイール４２とコンプレッサホイール４４との間の軸線Ｚ方向の中央位置Ｙ１よりもややコンプレッサホイール４４側に配置されている。また、一対の転がり軸受１０ａ，１０ｂ間の軸線Ｚ方向の中央位置Ｙ３は、軸受ハウジング６１の中央位置Ｙ２よりも更にコンプレッサホイール４４側に配置されている。したがって、一対の転がり軸受１０ａ，１０ｂはタービンホイール４２から遠ざけられ、逆にコンプレッサホイール４４に近づけられている。
【００５２】
また、タービンホイール４２側の転がり軸受１０ａは、タービンホイール４２とコンプレッサホイール４４との間の中央位置Ｙ１上に位置している。また、一対の転がり軸受１０ａ，１０ｂ間の中央位置Ｙ３が軸受ハウジング６１の中央位置Ｙ２よりもコンプレッサホイール４４側に配置されていることによって、軸受ハウジング６１は、一対の転がり軸受１０ａ，１０ｂに対してタービンホイール４２側へ延伸（オーバーハング）している。
【００５３】
このように一対の転がり軸受１０ａ，１０ｂはタービンホイール４２から遠ざけられた状態で配置されているので、タービンホイール４２側の熱が転がり軸受１０ａ，１０ｂに伝わり難くなる。そのため、転がり軸受１０ａ，１０ｂの冷却のために多量の潤滑油を供給する必要がない。つまり、本実施の形態のようにケーシング４０内にタンク部３５（図１）を設け、このタンク部３５内の潤滑油を少しずつ供給する形態とすることが可能となる。そのため、従来のように転がり軸受にエンジンオイル等を供給するための多数の流路を形成する必要がなく、また、当該流路にエンジンオイル用のフィルタを設ける必要もないので、ケーシング４０の構造を簡素化し、製造コストを低減することができる。
また、ケーシング４０にエンジンオイルの流路が不要となるので、その分、冷却水ジャケット２６を広く設けることが可能となる。これにより、転がり軸受装置３２全体の冷却効率を高めることが可能となる。
【００５４】
一方、一対の転がり軸受１０ａ，１０ｂをタービンホイール４２から遠ざけて配置した場合、タービンホイール４２とコンプレッサホイール４４との支持バランスが崩れ、タービン軸４１の振動が大きくなる可能性がある。しかし、本実施形態では、各転がり軸受１０ａ，１０ｂとして、内外輪１，３の間に中間輪２を備えた構造とし、この中間輪２が前述の如くダンパ機能を備えているので、タービン軸４１の振動を適切に低減することができる。
【００５５】
また、軸受ハウジング６１が一対の転がり軸受１０ａ，１０ｂに対してタービンホイール４２側に延伸するように配置されているので、一対の転がり軸受１０ａ，１０ｂをタービンホイール４２から遠ざけることに伴うタービンホイール４２及びコンプレッサホイール４４の支持バランスの崩れを少なくし、タービン軸４１の振動を低減することが可能である。
さらに、本実施の形態では、次に詳しく述べるダンパ部材６０によってもタービン軸４１の振動を更に低減している。
【００５６】
次に、ダンパ部材６０について詳細に説明する。図６は、ダンパ部材６０の斜視図であり、ダンパ部材６０はリング形状に形成され、幅ｗと厚さｔとを有する断面略４角形状に形成されている。図２に示すように、ダンパ部材６０は軸受ハウジング６１の両端外周面に形成した切欠け凹部６１ａに嵌合され、左側のダンパ部材６０は、中心孔４３の内周面と環状部１９ｃの側面とに当接し、右側のダンパ部材６０は、中心孔４３の内周面と蓋部材３３の側面とに当接している。
【００５７】
図７は、図６のVII部拡大図である。ダンパ部材６０は、ステンレス等の金属製のワイヤ６４を材料として形成されている。具体的には、１本又は複数本の金属製のワイヤ６４を複雑に屈曲させつつ立体的に編み上げる（ワイヤ６４を寄せ集め、捻り合わせ、交錯させ、及び／又は、絡み合わせる）ことにより、全体として断面略４角形状のリング形状に形成されている。
【００５８】
ダンパ部材６０を構成する金属製ワイヤ６４の相互間には、全体的に又は部分的に隙間（空孔）が形成されている。ダンパ部材６０は、ワイヤ６４が隙間の範囲で弾性変形したり、隣合うワイヤ６４同士が長手方向に位置ズレしたりすることによって、全体的に径方向（図２における上下方向、面貫通方向等）及び軸線Ｚ方向に弾性変形（収縮）可能となっている。そして、ダンパ部材６０は、中心孔４３の内径よりもやや大きな外径に形成され、軸受ハウジング６１と中心孔４３との間に、径方向に所定の締め代で圧縮された状態で取り付けられている。また、各ダンパ部材６０は、軸受ハウジング６１よりも軸線Ｚ方向外方に突出し、軸受ハウジング６１と環状部１９ｃとの間、及び、軸受ハウジング６１と蓋部材３３との間で軸線Ｚ方向に所定の締め代で圧縮された状態で取り付けられている。
【００５９】
ダンパ部材６０内のワイヤ６４間の隙間には、潤滑剤が充填されている。潤滑剤としては、例えば、フッ素系グリースを用いることができる。金属製のワイヤ６４としては、例えば、外径が０．４ｍｍのものが用いられる。ダンパ部材６０の全体積に占める隙間の割合（空孔率）は、例えば６０％とすることができる。
【００６０】
上記ダンパ部材６０は、次のように製造される。まず、最終成形品よりも外径、厚さｔ、幅ｗがやや大きく、内径が小さいリング状の中間品を形成する。この中間品は、最終成形品の空孔率（例えば、６０％）よりも空孔率が大きくなるように、金属製ワイヤ６４を緩やかに編み上げて形成する。そして、その中間品を、金型を用いて圧縮することによりワイヤ６４間の隙間を小さくし、所望の寸法、空孔率の最終成型品を成形する。
【００６１】
以上の構成において、タービン軸４１から転がり軸受１０ａ，１０ｂを介して軸受ハウジング６１に伝わる振動は、ダンパ部材６０によって減衰されてケーシング４０に伝達される。この際、ダンパ部材６０は、径方向及び軸線Ｚ方向に弾性変形可能であるため、３次元的、全方位的に振動を減衰することができ、高いダンピング性能を発揮することができる。
また、金属製ワイヤ６４自体の弾性変形だけでなく、ワイヤ６４の編み込み構造からもたらされるフリクションや、ワイヤ６４の絡み合い等の状態により、全方位の振動エネルギーを単純な粘弾性を超える性能で受け止めて、緩和することが可能である。
【００６２】
このため、前述のように一対の転がり軸受１０ａ，１０ｂをタービンホイール４２から遠ざけて配置していたとしてもタービン軸４１の回転に伴う振動を好適に低減することができる。
ダンパ部材６０は、金属製のワイヤ６４を用いて成形しているので、高い耐熱性をもたせることができる。したがって、非常に高温となるターボチャージャー用のダンパ手段として好適である。特に、本実施の形態のように、軸受ハウジング６１が一対の転がり軸受１０ａ，１０ｂに対してタービンホイール４２側にオーバーハングしている場合、タービンホイール４２側のダンパ部材６０が高温に晒されることになるが、その熱影響によってダンピング性能が衰えることもほとんど無い。
また、ダンパ部材６０内のワイヤ６４の隙間には、グリースが充填されているので、弾性変形に伴う擦り合いでワイヤ６４が摩耗することもほとんどない。
【００６３】
本実施の形態では、金属製ワイヤ６４からなるダンパ部材６０を軸受ハウジング６１とケーシング４０との間に備えているので、従来のようなオイルフィルムダンパは不要となる。したがって、エンジンオイルをケーシング４０内に供給するために、エンジンオイルポンプを用いる必要もなくなる。そのため、従来に比べてエンジンの効率を向上させることができる。また、タービン軸４１のダンピングのためにエンジンオイルを用いていないので、エンジンオイルの劣化に影響されることなく長期にわたってダンピング性能を維持することができる。更に、エンジンオイルの消費量も少なくすることができる。
【００６４】
ケーシング４０には、従来のようにオイルフィルムダンパにエンジンオイルを供給するための流路を形成する必要がないので、ケーシング４０の構造の簡素化、コスト低減を図ることができる。更に、前述のように、転がり軸受１０ａ，１０ｂの潤滑にもエンジンオイルを用いず、ケーシング４０内に備えたタンク部３５内の潤滑油を用いているので、ケーシング４０には、軸受潤滑用、ダンパ用のいずれのエンジンオイル油路も不要となる。したがって、ケーシング４０のより一層の構造の簡素化や、製造コスト低減が可能となる。
【００６５】
ダンパ部材６０は、空孔率や編み上げの方向、ワイヤ６４の外径等を適宜選択することによって、弾性率（バネ定数）を自由に変化させることができる。また、弾性変形の方向（径方向、軸線Ｚ方向）によって弾性率を異ならせることもできる。したがって、必要なダンピング特性に応じてダンパ部材６０を容易に製造することができる。また、ダンパ部材６０の形状（外径寸法、内径寸法、幅ｗ、厚さｔ、断面形状等）を自由に設計することができるので、ターボチャージャーの設計の自由度も増し、最適なターボチャージャーを製造することができる。
【００６６】
図５は、転がり軸受の他の実施の形態を示す断面図である。この図では右側の転がり軸受１０ｂのみを例示している。転がり軸受１０ａ，１０ｂは、内外輪１，３の間に少なくとも一つの中間輪２が介在し、内輪１と中間輪２と外輪３との間で対向している軌道間のそれぞれに複数の転動体を転動自在に備えたものであればよい。図５に示す転がり軸受１０ｂは、内外輪１，３の間に二個の中間輪２ａ，２ｂが介在したものである。この場合、内輪１と第一の中間輪２ａと第二の中間輪２ｂと外輪３とがこの順番で軸線Ｚ方向に沿って位置ずれして配置されている。そして、内輪１と第一の中間輪２ａとの間の環状空間に一列の第一転動体４５が転動自在に設けられ、第一の中間輪２ａと第二の中間輪２ｂとの間の環状空間に一列の第二転動体４６が転動自在に設けられ、第二の中間輪２と外輪３との間の環状空間に一列の第三転動体４７が転動自在に設けられている。
【００６７】
これら中間輪２ａ，２ｂのそれぞれは前記実施の形態の中間輪２と同じ構成であり、中間輪２ａ，２ｂはそれぞれ、環状の大径輪部７と、この大径輪部７から傾斜輪部１５を介して設けられた環状の小径輪部６とを有している。そして、中間輪２ａ，２ｂはそれぞれ、大径輪部７の内周面と傾斜輪部１５の内周面との境界部に第三の軌道２１が形成されており、小径輪部６の外周面と傾斜輪部１５の外周面との境界部に第四の軌道２２が形成されている。
【００６８】
この転がり軸受１０ｂは、タービン軸４１に外嵌した内輪１とケーシング部４０に固定された外輪３との間に、三段の転動体４５，４６，４７を備えている構造となる。すなわち、この転がり軸受１０ｂは、内輪１と第一転動体４５と第一の中間輪２ａとによって、この第一の中間輪２ａが外輪と見立てられた第一軸受部Ｅが構成され、第一の中間輪２ａと第二転動体４６と第二の中間輪２ｂとによって、この第一の中間輪２ａが内輪と見立てられかつ第二の中間輪２ｂが外輪と見立てられた第二軸受部Ｆが構成され、この第二の中間輪２ｂと第三転動体４７と外輪３とによって、この第二の中間輪２ｂが内輪と見立てられた第三軸受部Ｇが構成されたものとなる。そして、この構成により、転がり軸受１０ａ，１０ｂ全体の回転数が、軸受部Ｅ，Ｆ，Ｇのそれぞれに分配され、より高速化に対応できる転がり軸受１０ｂを得ることができる。
【００６９】
また、この実施の形態においても、前述の実施の形態（図３）と同様に、第一の中間輪２ａと第二の中間輪２ｂとを有することによって構成された前記第一軸受部Ｅ、前記第二軸受部Ｆ及び前記第三軸受部Ｇのそれぞれにおける軸受隙間が、回転数及び作用する荷重に応じてそれぞれ適切な値となるように自動的に調整される。さらに、第一の中間輪２ａ及び第二の中間輪２ｂが（リーフスプリングのように）ダンパ作用を有することとなり、優れた制振効果を奏することができる。
【００７０】
また、本発明の転がり軸受１０ａ，１０ｂにおいて、使用される材質は従来知られているものとできるが、特に、転動体としての玉、中間輪を軽量であるセラミックとすることによって、さらに高速回転する軸を支持できる構造となる。
【００７１】
本発明は、上記実施形態に限定されることなく適宜設計変更可能である。例えば、本発明の転がり軸受装置３２の転がり軸受１０ａ，１０ｂは、中間輪２を三個以上備えたものであってもよい。また、内輪１を回転方向に固定し、外輪３が回転するものであってもよい。
ダンパ部材６０を形成する金属製ワイヤ６４の材質や外径寸法、ダンパ部材６０の空孔率等は適宜変更することができる。また、上記実施形態では、ダンパ部材６０をリング状に形成し、軸受支持体６１の外周に嵌め込んでいるが、周方向に分断した円弧形状やブロック形状とすることもできる。ダンパ部材６０の断面形状は、円形状や、４角形以外の多角形状とすることもできる。また、ダンパ部材６０は、軸受ハウジング６１の軸線Ｚ方向の両端のみならず、軸線Ｚ方向の全体に亘る範囲で設けることもできる。
本発明の転がり軸受装置３２は、ターボチャージャーに限定されず、その他の過給機や回転軸を有する他の装置にも適用することができる。
【図面の簡単な説明】
【００７２】
【図１】本発明の実施形態に係る転がり軸受装置を適用した過給機を示す断面図である。
【図２】転がり軸受装置の拡大断面図である。
【図３】転がり軸受の拡大断面図である。
【図４】本発明の中間輪を説明する説明図である。
【図５】転がり軸受の他の実施形態を示す拡大断面図である。
【図６】ダンパ部材の斜視図である。
【図７】図６のVII部拡大図である。
【符号の説明】
【００７３】
１  内輪
２，２ａ，２ｂ  中間輪
３  外輪
４  第一転動体
５  第二転動体
６  小径輪部
７  大径輪部
１０ａ，１０ｂ  転がり軸受
１１  第一の軌道
１５  傾斜輪部
２１  第三の軌道
２２  第四の軌道
３１  第二の軌道
３２  転がり軸受装置
４０  ケーシング
４１  タービン軸（回転軸）
４２  タービンホイール
４４  コンプレッサホイール
４５  第一転動体
４６  第二転動体
４７  第三転動体
６０  ダンパ部材
６１  軸受ハウジング
【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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