(19)【発行国】日本国特許庁(JP)
(12)【公報種別】特許公報(B2)
(11)【特許番号】
(24)【登録日】2023-10-02
(45)【発行日】2023-10-11
(54)【発明の名称】多円弧軸受
(51)【国際特許分類】
F16C 17/02 20060101AFI20231003BHJP
F02B 39/00 20060101ALI20231003BHJP
【ＦＩ】
F16C17/02 B
F02B39/00 J
【請求項の数】
2
(21)【出願番号】P 2022514306
(86)(22)【出願日】2020-11-16
(86)【国際出願番号】 JP2020042658
(87)【国際公開番号】W WO2021205686
(87)【国際公開日】2021-10-14
【審査請求日】2022-08-01
(31)【優先権主張番号】P 2020068572
(32)【優先日】2020-04-06
(33)【優先権主張国・地域又は機関】JP
(73)【特許権者】
【識別番号】000000099
【氏名又は名称】株式会社ＩＨＩ
(74)【代理人】
【識別番号】110000936
【氏名又は名称】弁理士法人青海国際特許事務所
(72)【発明者】
【氏名】采浦 寛
(72)【発明者】
【氏名】西井 俊輔
(72)【発明者】
【氏名】望月 寛己
【審査官】松江川 宗
(56)【参考文献】
【文献】特開平０９－２００９９８（ＪＰ，Ａ）
【文献】特開２０１９－０６５９３４（ＪＰ，Ａ）
【文献】国際公開第２０１７／２０３８８０（ＷＯ，Ａ１）
【文献】特開２０１５－１９６４１９（ＪＰ，Ａ）
(58)【調査した分野】(Int.Cl.，ＤＢ名)
Ｆ１６Ｃ １７／０２
Ｆ０２Ｂ ３９／００
(57)【特許請求の範囲】
【請求項1】
シャフトが挿通される環状の本体と、前記本体の内周面に形成され、互いに異なる曲率中心を有し、前記本体の周方向に互いに隣接して配される複数の円弧面を含み、前記シャフトの中心軸と前記円弧面との最小距離、前記円弧面の曲率半径、および、前記シャフトの半径が以下の式（１）および式（２）により表される関係を満たすラジアル軸受面と、
を備え、
前記円弧面は、縮小部と、中間部と、拡大部とを含み、
前記縮小部は、前記中間部に対し、前記シャフトの回転方向後方側に位置し、
前記拡大部は、前記中間部に対し、前記シャフトの回転方向前方側に位置し、
前記シャフトと前記円弧面との間隔は、前記中間部で最も小さくなり、
前記シャフトと前記縮小部との間隔は、前記シャフトと前記中間部との間隔より大きく、前記シャフトの回転方向後方側ほど大きくなり、
前記シャフトと前記拡大部との間隔は、前記シャフトと前記中間部との間隔より大きく、前記シャフトの回転方向後方側ほど小さくなり、
前記シャフトの中心軸と前記円弧面との最小距離は、前記シャフトの中心軸と前記中間部との距離に相当し、
前記円弧面の曲率半径は、前記シャフトの中心軸と前記円弧面との最小距離と、前記シャフトの中心軸から前記曲率中心までの距離との和に相当する、
多円弧軸受。
Ｒａ／Ｒｓ≧１．００１ ・・・（１）
（Ｒｂ－Ｒａ）／０．９≦（Ｒｂ－Ｒｓ）≦（Ｒｂ－Ｒａ）／０．６ ・・・（２）
ただし、
Ｒａ：前記シャフトの中心軸と前記円弧面との最小距離
Ｒｂ：前記円弧面の曲率半径
Ｒｓ：前記シャフトの半径
【請求項2】
前記シャフトの中心軸と前記円弧面との最小距離、前記円弧面の曲率半径、および、前記シャフトの半径が以下の式（３）により表される関係を満たす、請求項１に記載の多円弧軸受。
（Ｒｂ－Ｒａ）／０．８５≦（Ｒｂ－Ｒｓ）≦（Ｒｂ－Ｒａ）／０．７５ ・・・（３）
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【0001】
本開示は、多円弧軸受に関する。本出願は２０２０年４月６日に提出された日本特許出願第２０２０－０６８５７２号に基づく優先権の利益を主張するものであり、その内容は本出願に援用される。
【背景技術】
【0002】
特許文献１には、複数（具体的には、３つ）の円弧面を有する多円弧軸受について開示がある。多円弧軸受は、シャフトを軸支する。複数の円弧面は、多円弧軸受のラジアル軸受面となる領域に形成される。
【先行技術文献】
【特許文献】
【0003】
【文献】特許第４９３７５８８号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【0004】
多円弧軸受では、ラジアル軸受面の横断面形状が真円である場合と比較して、シャフトの許容回転数（つまり、シャフトを安定的に軸支できる回転数の限界値）を向上させることができる。しかしながら、シャフトの許容回転数をより向上させることが望ましいと考えられる。
【0005】
本開示の目的は、シャフトの許容回転数を向上させることが可能な多円弧軸受を提供することである。
【課題を解決するための手段】
【0006】
上記課題を解決するために、本開示の多円弧軸受は、シャフトが挿通される環状の本体と、本体の内周面に形成され、互いに異なる曲率中心を有し、本体の周方向に互いに隣接して配される複数の円弧面を含み、シャフトの中心軸と円弧面との最小距離、円弧面の曲率半径、および、シャフトの半径が以下の式（１）および式（２）により表される関係を満たすラジアル軸受面と、を備え、円弧面は、縮小部と、中間部と、拡大部とを含み、縮小部は、中間部に対し、シャフトの回転方向後方側に位置し、拡大部は、中間部に対し、シャフトの回転方向前方側に位置し、シャフトと円弧面との間隔は、中間部で最も小さくなり、シャフトと縮小部との間隔は、シャフトと中間部との間隔より大きく、シャフトの回転方向後方側ほど大きくなり、シャフトと拡大部との間隔は、シャフトと中間部との間隔より大きく、シャフトの回転方向後方側ほど小さくなり、シャフトの中心軸と円弧面との最小距離は、シャフトの中心軸と中間部との距離に相当し、円弧面の曲率半径は、シャフトの中心軸と円弧面との最小距離と、シャフトの中心軸から曲率中心までの距離との和に相当する。
Ｒａ／Ｒｓ≧１．００１ ・・・（１）
（Ｒｂ－Ｒａ）／０．９≦（Ｒｂ－Ｒｓ）≦（Ｒｂ－Ｒａ）／０．６ ・・・（２）
ただし、
Ｒａ：シャフトの中心軸と円弧面との最小距離
Ｒｂ：円弧面の曲率半径
Ｒｓ：シャフトの半径
Ｒａ／Ｒｓ≧１．００１ ・・・（１）
（Ｒｂ－Ｒａ）／０．９≦（Ｒｂ－Ｒｓ）≦（Ｒｂ－Ｒａ）／０．６ ・・・（２）
ただし、
Ｒａ：シャフトの中心軸と円弧面との最小距離
Ｒｂ：円弧面の曲率半径
Ｒｓ：シャフトの半径
【0007】
シャフトの中心軸と円弧面との最小距離、円弧面の曲率半径、および、シャフトの半径が以下の式（３）により表される関係を満たしてもよい。
（Ｒｂ－Ｒａ）／０．８５≦（Ｒｂ－Ｒｓ）≦（Ｒｂ－Ｒａ）／０．７５ ・・・（３）
（Ｒｂ－Ｒａ）／０．８５≦（Ｒｂ－Ｒｓ）≦（Ｒｂ－Ｒａ）／０．７５ ・・・（３）
【発明の効果】
【0008】
本開示によれば、シャフトの許容回転数を向上させることが可能となる。
【図面の簡単な説明】
【0009】
【発明を実施するための形態】
【0010】
以下に添付図面を参照しながら、本開示の一実施形態について説明する。実施形態に示す寸法、材料、その他具体的な数値等は、理解を容易とするための例示にすぎず、特に断る場合を除き、本開示を限定するものではない。なお、本明細書および図面において、実質的に同一の機能、構成を有する要素については、同一の符号を付することにより重複説明を省略し、また本開示に直接関係のない要素は図示を省略する。
【0011】
図１は、過給機ＴＣの概略断面図である。以下では、図１に示す矢印Ｌ方向を過給機ＴＣの左側として説明する。図１に示す矢印Ｒ方向を過給機ＴＣの右側として説明する。図１に示すように、過給機ＴＣは、過給機本体１を備える。過給機本体１は、ベアリングハウジング３と、タービンハウジング５と、コンプレッサハウジング７とを含む。タービンハウジング５は、ベアリングハウジング３の左側に締結機構９によって連結される。コンプレッサハウジング７は、ベアリングハウジング３の右側に締結ボルト１１によって連結される。
【0012】
ベアリングハウジング３の外周面には、突起３ａが設けられる。突起３ａは、タービンハウジング５側に設けられる。突起３ａは、ベアリングハウジング３の径方向に突出する。タービンハウジング５の外周面には、突起５ａが設けられる。突起５ａは、ベアリングハウジング３側に設けられる。突起５ａは、タービンハウジング５の径方向に突出する。ベアリングハウジング３とタービンハウジング５は、締結機構９によってバンド締結される。締結機構９は、例えば、Ｇカップリングである。締結機構９は、突起３ａおよび突起５ａを挟持する。
【0013】
ベアリングハウジング３には、軸受孔３ｂが形成される。軸受孔３ｂは、過給機ＴＣの左右方向に貫通する。軸受孔３ｂには、セミフローティング軸受１３が配される。セミフローティング軸受１３は、シャフト１５を回転自在に軸支する。シャフト１５の左端部には、タービンインペラ１７が設けられる。タービンインペラ１７は、タービンハウジング５に回転自在に収容される。シャフト１５の右端部には、コンプレッサインペラ１９が設けられる。コンプレッサインペラ１９は、コンプレッサハウジング７に回転自在に収容される。
【0014】
コンプレッサハウジング７には、吸気口２１が形成される。吸気口２１は、過給機ＴＣの右側に開口する。吸気口２１は、不図示のエアクリーナに接続される。ベアリングハウジング３とコンプレッサハウジング７の対向面によって、ディフューザ流路２３が形成される。ディフューザ流路２３は、空気を昇圧する。ディフューザ流路２３は、環状に形成される。ディフューザ流路２３は、径方向内側において、コンプレッサインペラ１９を介して吸気口２１に連通している。
【0015】
コンプレッサハウジング７には、コンプレッサスクロール流路２５が設けられる。コンプレッサスクロール流路２５は、環状に形成される。コンプレッサスクロール流路２５は、例えば、ディフューザ流路２３よりもシャフト１５の径方向外側に位置する。コンプレッサスクロール流路２５は、不図示のエンジンの吸気口と、ディフューザ流路２３とに連通している。コンプレッサインペラ１９が回転すると、吸気口２１からコンプレッサハウジング７内に空気が吸気される。吸気された空気は、コンプレッサインペラ１９の翼間を流通する過程において加圧加速される。加圧加速された空気は、ディフューザ流路２３およびコンプレッサスクロール流路２５で昇圧される。昇圧された空気は、エンジンの吸気口に導かれる。
【0016】
タービンハウジング５には、吐出口２７が形成される。吐出口２７は、過給機ＴＣの左側に開口する。吐出口２７は、不図示の排気ガス浄化装置に接続される。タービンハウジング５には、連通路２９と、タービンスクロール流路３１とが形成される。タービンスクロール流路３１は、環状に形成される。タービンスクロール流路３１は、例えば、連通路２９よりもタービンインペラ１７の径方向外側に位置する。タービンスクロール流路３１は、不図示のガス流入口と連通する。ガス流入口には、不図示のエンジンの排気マニホールドから排出される排気ガスが導かれる。連通路２９は、タービンインペラ１７を介してタービンスクロール流路３１と吐出口２７とを連通させる。ガス流入口からタービンスクロール流路３１に導かれた排気ガスは、連通路２９、タービンインペラ１７を介して吐出口２７に導かれる。吐出口２７に導かれる排気ガスは、流通過程においてタービンインペラ１７を回転させる。
【0017】
タービンインペラ１７の回転力は、シャフト１５を介してコンプレッサインペラ１９に伝達される。コンプレッサインペラ１９が回転すると、上記のとおりに空気が昇圧される。こうして、空気がエンジンの吸気口に導かれる。
【0018】
図２は、図１の一点鎖線部分を抽出した図である。図２に示すように、ベアリングハウジング３の内部には軸受構造Ｓが設けられる。軸受構造Ｓは、軸受孔３ｂと、セミフローティング軸受１３と、シャフト１５とを含む。
【0019】
ベアリングハウジング３には、油路３ｃが形成される。油路３ｃには、潤滑油が供給される。油路３ｃは、軸受孔３ｂに開口（連通）する。油路３ｃは、潤滑油を軸受孔３ｂに導く。潤滑油は、油路３ｃから軸受孔３ｂ内に流入する。
【0020】
軸受孔３ｂには、セミフローティング軸受１３が配される。セミフローティング軸受１３は、環状の本体１３ａを有する。本体１３ａには、挿通孔１３ｂが形成される。挿通孔１３ｂは、本体１３ａをシャフト１５の軸方向（以下、単に軸方向という）に貫通する。挿通孔１３ｂには、シャフト１５が挿通される。
【0021】
本体１３ａ（具体的には、挿通孔１３ｂ）の内周面１３ｃには、２つのラジアル軸受面１３ｄ、１３ｅが形成される。２つのラジアル軸受面１３ｄ、１３ｅは、軸方向に離隔して配される。本体１３ａには、油孔１３ｆが形成される。油孔１３ｆは、本体１３ａの内周面１３ｃから外周面１３ｇまで貫通する。油孔１３ｆは、２つのラジアル軸受面１３ｄ、１３ｅの間に配される。油孔１３ｆは、シャフト１５（および、本体１３ａ）の径方向（以下、単に径方向という）において、油路３ｃの開口と対向する。
【0022】
潤滑油は、本体１３ａの外周面１３ｇ側から、油孔１３ｆを通って内周面１３ｃ側に流入する。本体１３ａの内周面１３ｃ側に流入した潤滑油は、内周面１３ｃとシャフト１５との間を、シャフト１５の周方向に沿って移動する。また、本体１３ａの内周面１３ｃ側に流入した潤滑油は、内周面１３ｃとシャフト１５との間を、シャフト１５の軸方向（図２中、左右方向）に沿って移動する。潤滑油は、シャフト１５と２つのラジアル軸受面１３ｄ、１３ｅとの間隙に供給される。潤滑油の油膜圧力によってシャフト１５が軸支される。２つのラジアル軸受面１３ｄ、１３ｅは、シャフト１５のラジアル荷重を受ける。
【0023】
本体１３ａには、貫通孔１３ｈが形成される。貫通孔１３ｈは、本体１３ａの内周面１３ｃから外周面１３ｇまで貫通する。貫通孔１３ｈは、２つのラジアル軸受面１３ｄ、１３ｅの間に配される。貫通孔１３ｈは、本体１３ａのうち油孔１３ｆが形成される側とは反対側に配される。ただし、これに限定されず、貫通孔１３ｈの位置は、本体１３ａの周方向において油孔１３ｆの位置と異なっていればよい。
【0024】
ベアリングハウジング３には、ピン孔３ｅが形成される。ピン孔３ｅは、軸受孔３ｂのうち貫通孔１３ｈと対向する位置に形成される。ピン孔３ｅは、軸受孔３ｂを形成する壁部を貫通する。ピン孔３ｅは、軸受孔３ｂの内部空間と外部空間とを連通する。ピン孔３ｅには、位置決めピン３３が挿通される。
【0025】
本実施形態では、ピン孔３ｅには、位置決めピン３３が圧入される。位置決めピン３３の先端は、本体１３ａの貫通孔１３ｈに挿通される。位置決めピン３３は、本体１３ａの回転方向および軸方向の移動を規制する。
【0026】
シャフト１５は、大径部１５ａと、中径部１５ｂと、小径部１５ｃとを備える。大径部１５ａは、本体１３ａよりもタービンインペラ１７（図１参照）側に位置する。大径部１５ａは、円柱形状である。大径部１５ａの外径は、本体１３ａの内周面１３ｃ（具体的には、ラジアル軸受面１３ｄ）の内径より大きい。大径部１５ａの外径は、本体１３ａの外周面１３ｇの外径より大きい。ただし、大径部１５ａの外径は、本体１３ａの外周面１３ｇの外径と等しくてもよいし、小さくてもよい。大径部１５ａは、本体１３ａと軸方向に対向する。大径部１５ａは、一定の外径を有する。ただし、大径部１５ａの外径は、一定でなくてもよい。
【0027】
中径部１５ｂは、大径部１５ａよりもコンプレッサインペラ１９（図１参照）側に位置する。中径部１５ｂは、円柱形状である。中径部１５ｂは、本体１３ａの挿通孔１３ｂに挿通される。したがって、中径部１５ｂは、径方向において挿通孔１３ｂの内周面１３ｃと対向する。中径部１５ｂは、大径部１５ａより小さい外径を有する。中径部１５ｂの外径は、本体１３ａのラジアル軸受面１３ｄ、１３ｅの内径より小さい。中径部１５ｂは、一定の外径を有する。ただし、中径部１５ｂの外径は、一定でなくてもよい。
【0028】
小径部１５ｃは、中径部１５ｂ（および、本体１３ａ）よりもコンプレッサインペラ１９（図１参照）側に位置する。小径部１５ｃは、円柱形状である。小径部１５ｃは、中径部１５ｂより小さい外径を有する。小径部１５ｃは、一定の外径を有する。ただし、小径部１５ｃの外径は、一定でなくてもよい。
【0029】
小径部１５ｃには、環状の油切り部材３５が挿通される。油切り部材３５は、シャフト１５を伝ってコンプレッサインペラ１９側に流れる潤滑油を径方向外側に飛散させる。つまり、油切り部材３５は、コンプレッサインペラ１９側への潤滑油の漏出を抑制する。
【0030】
油切り部材３５は、中径部１５ｂより大きな外径を有する。油切り部材３５の外径は、本体１３ａの内周面１３ｃ（具体的には、ラジアル軸受面１３ｅ）の内径より大きい。油切り部材３５の外径は、本体１３ａの外周面１３ｇの外径より小さい。ただし、油切り部材３５の外径は、本体１３ａの外周面１３ｇの外径と等しくてもよいし、大きくてもよい。油切り部材３５は、本体１３ａと軸方向に対向する。
【0031】
本体１３ａは、油切り部材３５および大径部１５ａによって軸方向に挟まれている。本体１３ａと油切り部材３５との間隙には、潤滑油が供給される。本体１３ａと大径部１５ａとの間隙には、潤滑油が供給される。
【0032】
シャフト１５が軸方向（図２中、左側）に移動すると、本体１３ａと油切り部材３５との間の潤滑油の油膜圧力によって軸方向の荷重が支持される。シャフト１５が軸方向（図２中、右側）に移動すると、本体１３ａと大径部１５ａとの間の潤滑油の油膜圧力によって軸方向の荷重が支持される。つまり、本体１３ａの軸方向の両端面が、スラスト荷重を受けるスラスト軸受面１３ｉ、１３ｊとなっている。
【0033】
本体１３ａの外周面１３ｇには、ダンパ部１３ｋ、１３ｍが形成される。ダンパ部１３ｋ、１３ｍは、互いに軸方向に離隔する。ダンパ部１３ｋ、１３ｍは、外周面１３ｇのうち軸方向の両端部に形成される。ダンパ部１３ｋ、１３ｍの外径は、外周面１３ｇのうち他の部位の外径よりも大きい。ダンパ部１３ｋ、１３ｍと軸受孔３ｂの内周面３ｆとの間隙には、潤滑油が供給される。潤滑油の油膜圧力によってシャフト１５の振動が抑制される。
【0034】
図３は、本実施形態のラジアル軸受面１３ｄの形状を説明するための説明図である。図３は、本体１３ａのうちラジアル軸受面１３ｄが形成された部位の、シャフト１５の軸方向に垂直な断面図（シャフト１５の中心軸Ｏ（つまり、挿通孔１３ｂの中心軸）に垂直な断面図）である。ここでは、ラジアル軸受面１３ｄの断面形状について説明する。ラジアル軸受面１３ｅは、ラジアル軸受面１３ｄと大凡等しい形状である。したがって、ラジアル軸受面１３ｅの形状については、説明を省略する。
【0035】
図３に示すように、ラジアル軸受面１３ｄには、複数の円弧面３７と、複数の軸方向溝３９とが形成される。本実施形態では、ラジアル軸受面１３ｄは、４つの円弧面３７と、４つの軸方向溝３９を有する。ただし、複数の円弧面３７の数と、複数の軸方向溝３９の数は、これに限定されない。例えば、複数の円弧面３７の数は、２つ、３つ、５つ、あるいは、６つ以上であってもよい。複数の軸方向溝３９の数は、２つ、３つ、５つ、あるいは、６つ以上であってもよい。円弧面３７の数と軸方向溝３９の数は、同数である。ただし、円弧面３７の数と軸方向溝３９の数は、異なっていてもよい。
【0036】
円弧面３７は、曲率中心Ａがラジアル軸受面１３ｄの内側（つまり、挿通孔１３ｂの内側）に位置している。円弧面３７の曲率中心Ａは、シャフト１５の中心軸Ｏと異なる位置にある。複数の円弧面３７の曲率中心Ａは、互いに異なる位置にある。複数の円弧面３７の曲率中心Ａは、シャフト１５の中心軸Ｏから径方向に離隔した位置にある。複数の円弧面３７の曲率中心Ａは、中心軸Ｏを中心とした同心円上に位置する。複数の円弧面３７の曲率中心Ａは、本体１３ａの周方向（以下、単に周方向という）に等間隔に配される。
【0037】
複数の円弧面３７は、シャフト１５から径方向に離隔している。複数の円弧面３７は、本体１３ａ（および、ラジアル軸受面１３ｄ）の周方向に互いに隣接して配される。隣接する２つの円弧面３７の間には、軸方向溝３９が形成される。軸方向溝３９は、シャフト１５の軸方向に延在する。軸方向溝３９の軸方向と垂直な断面は、三角形状である。ただし、これに限定されず、軸方向溝３９の軸方向と垂直な断面は、矩形状、半円形状、多角形状であってもよい。
【0038】
軸方向溝３９は、ラジアル軸受面１３ｄのうち、２つのラジアル軸受面１３ｄ、１３ｅ（図２参照）が近接する側の端部から、２つのラジアル軸受面１３ｄ、１３ｅが離隔する側の端部まで延在している。軸方向溝３９は、スラスト軸受面１３ｉ（すなわち、本体１３ａの軸方向の端面）に開口している。軸方向溝３９は、潤滑油を流通させる。軸方向溝３９は、ラジアル軸受面１３ｄに潤滑油を供給する。また、軸方向溝３９は、スラスト軸受面１３ｉに潤滑油を供給する。
【0039】
円弧面３７は、縮小部３７ａと、中間部３７ｂと、拡大部３７ｃとを備える。縮小部３７ａは、円弧面３７のうち、シャフト１５の回転方向（図３中、矢印方向）後方側に位置する。中間部３７ｂは、円弧面３７のうち周方向の中間（中央）に位置する。拡大部３７ｃは、円弧面３７のうち、シャフト１５の回転方向前方側に位置する。つまり、縮小部３７ａは、中間部３７ｂに対し、シャフト１５の回転方向後方側に位置する。拡大部３７ｃは、中間部３７ｂに対し、シャフト１５の回転方向前方側に位置する。
【0040】
シャフト１５と円弧面３７との間隔は、中間部３７ｂで最も小さくなる。シャフト１５と縮小部３７ａとの間隔は、シャフト１５と中間部３７ｂとの間隔より大きい。シャフト１５と縮小部３７ａとの間隔は、シャフト１５の回転方向後方側ほど大きくなる。シャフト１５と拡大部３７ｃとの間隔は、シャフト１５と中間部３７ｂとの間隔より大きい。シャフト１５と拡大部３７ｃとの間隔は、シャフト１５の回転方向後方側ほど小さくなる。
【0041】
シャフト１５とラジアル軸受面１３ｄとの間の潤滑油は、シャフト１５の回転に伴って、シャフト１５の回転方向に移動する。このとき、潤滑油は、縮小部３７ａから中間部３７ｂに向かうにしたがって圧縮される。圧縮された潤滑油は、シャフト１５を径方向内側（つまり、ラジアル方向）に押圧する（くさび効果）。これにより、ラジアル方向の荷重がラジアル軸受面１３ｄによって支持される。
【0042】
ラジアル軸受面１３ｄには、複数（ここでは、４つ）の縮小部３７ａおよび中間部３７ｂが形成される。複数の縮小部３７ａおよび中間部３７ｂは、ラジアル軸受面１３ｄの周方向に等間隔に配される。シャフト１５は、複数の縮小部３７ａおよび中間部３７ｂにより径方向内側に押圧される。これにより、シャフト１５は、セミフローティング軸受１３に安定して軸支される。このように、本実施形態のセミフローティング軸受１３は、複数の円弧面３７を有する多円弧軸受である。それにより、シャフト１５を軸支する安定性を向上させることができる。
【0043】
シャフト１５を軸支する安定性は、以下の式（４）により表される予圧係数Ｍｐに応じて変化する。なお、予圧係数Ｍｐが０の場合は、ラジアル軸受面１３ｄの横断面形状が仮に真円である場合に相当する。
【0044】
Ｍｐ＝１－（Ｒａ－Ｒｓ）／（Ｒｂ－Ｒｓ）・・・（４）
【0045】
図３に示すように、式（４）において、Ｒａは中心軸Ｏと円弧面３７との最小距離を示し、Ｒｂは円弧面３７の曲率半径を示し、Ｒｓはシャフト１５（具体的には、中径部１５ｂ）の半径を示す。中心軸Ｏと円弧面３７との最小距離Ｒａは、中心軸Ｏと中間部３７ｂとの距離に相当する。円弧面３７の曲率半径Ｒｂは、中心軸Ｏと円弧面３７との最小距離Ｒａと、中心軸Ｏから曲率中心Ａまでの距離との和に相当する。複数の円弧面３７の曲率半径Ｒｂは、互いに等しい。ただし、複数の円弧面３７の曲率半径Ｒｂは、互いに異なっていてもよい。
【0046】
実機試験によって、シャフト１５の許容回転数（つまり、シャフト１５を安定的に軸支できる回転数の限界値）が効果的に向上する予圧係数Ｍｐの範囲が導き出された。以下、実機試験の結果について説明する。
【0047】
本実機試験では、上記の式（１）（Ｒａ／Ｒｓ≧１．００１）が満たされる条件で、セミフローティング軸受１３に挿通されたシャフト１５の回転数を徐々に上昇させながらシャフト１５の挙動を観察することによって、シャフト１５の許容回転数が特定された。ラジアル軸受面１３ｄ、１３ｅの寸法（具体的には、円弧面３７の曲率半径Ｒｂと曲率中心Ａの位置）およびシャフト１５の寸法（具体的には、中径部１５ｂの半径Ｒｓ）を変更することによって、予圧係数Ｍｐが変更された。様々に異なる予圧係数Ｍｐの各々について、シャフト１５の許容回転数が特定された。
【0048】
Ｒａ／Ｒｓは、シャフト１５とラジアル軸受面１３ｄとの最小隙間の大きさを示す指標に相当する。シャフト１５とラジアル軸受面１３ｄとの最小隙間が過度に小さい場合、シャフト１５とラジアル軸受面１３ｄとの間において、潤滑油が不足し、シャフト１５を安定的に軸支することが困難となるおそれがある。本実機試験の結果によれば、上記の式（１）（Ｒａ／Ｒｓ≧１．００１）が満たされる場合に、シャフト１５とラジアル軸受面１３ｄとの間での潤滑油の不足を抑制できることがわかった。
【0049】
本実機試験の許容回転数に関する結果を図４に示す。図４は、予圧係数Ｍｐと許容回転数比との関係を示す図である。図４中の許容回転数比は、予圧係数Ｍｐが０である場合（つまり、ラジアル軸受面１３ｄの横断面形状が仮に真円である場合）の許容回転数に対する比率を示す。許容回転数比が大きいほど、シャフト１５の許容回転数が高い。
【0050】
図４によれば、予圧係数Ｍｐが０．０から０．８付近までの間の範囲内では、予圧係数Ｍｐの増加に伴って、許容回転数比が上昇している。許容回転数比は、予圧係数Ｍｐが０．８付近で最大となる。予圧係数Ｍｐが０．８付近から１．０までの間の範囲内では、予圧係数Ｍｐの増加に伴って、許容回転数比が下降している。
【0051】
予圧係数Ｍｐが大きいほど、ラジアル軸受面１３ｄの横断面形状が真円よりも正方形に近づくので、縮小部３７ａにおけるシャフト１５の回転方向後方側の端部とシャフト１５との間隔が大きくなる。それにより、シャフト１５の回転に伴い圧縮された潤滑油によるくさび効果（つまり、シャフト１５を径方向内側に押圧する効果）が大きくなり、シャフト１５を軸支する安定性が高くなる。一方、予圧係数Ｍｐが過度に大きい場合、シャフト１５とラジアル軸受面１３ｄとの間において圧縮された潤滑油が存在する範囲が過度に狭くなる。それにより、ラジアル軸受面１３ｄにおいてラジアル方向の荷重を支持する範囲が過度に狭くなり、シャフト１５を軸支する安定性が却って低くなってしまう。よって、図４に示すように、予圧係数Ｍｐが増加する過程で、許容回転数比は、上昇した後に下降する。
【0052】
図４によれば、予圧係数Ｍｐが以下の式（５）を満たす場合、許容回転数比が１．０２５を超え、許容回転数が効果的に向上することがわかる。
【0053】
０．６≦Ｍｐ≦０．９・・・（５）
【0054】
上記の式（２）（（Ｒｂ－Ｒａ）／０．９≦（Ｒｂ－Ｒｓ）≦（Ｒｂ－Ｒａ）／０．６）は、式（５）から導き出される。本実施形態のセミフローティング軸受１３では、シャフト１５の中心軸Ｏと円弧面３７との最小距離Ｒａ、円弧面３７の曲率半径Ｒｂ、および、シャフト１５の半径Ｒｓは、上記の式（１）に加えて上記の式（２）により表される関係を満たす。それにより、シャフト１５の許容回転数を向上させることができる。
【0055】
図４によれば、予圧係数Ｍｐが以下の式（６）を満たす場合、許容回転数比が１．０４５を超え、許容回転数がより効果的に向上することがわかる。
【0056】
０．７５≦Ｍｐ≦０．８５・・・（６）
【0057】
上記の式（３）（（Ｒｂ－Ｒａ）／０．８５≦（Ｒｂ－Ｒｓ）≦（Ｒｂ－Ｒａ）／０．７５）は、式（６）から導き出される。シャフト１５の中心軸Ｏと円弧面３７との最小距離Ｒａ、円弧面３７の曲率半径Ｒｂ、および、シャフト１５の半径Ｒｓは、上記の式（３）により表される関係を満たすことが好ましい。それにより、シャフト１５の許容回転数をより効果的に向上させることができる。
【0058】
本実機試験では、様々に異なる予圧係数Ｍｐの各々について、セミフローティング軸受１３における損失が特定された。損失は、セミフローティング軸受１３において生じる摩擦損失である。損失は、シャフト１５へ入力されるエネルギとシャフト１５から出力されるエネルギとを比較することによって、特定された。
【0059】
本実機試験の損失に関する結果を図５に示す。図５は、予圧係数Ｍｐと損失比との関係を示す図である。図５中の損失比は、予圧係数Ｍｐが０である場合（つまり、ラジアル軸受面１３ｄの横断面形状が仮に真円である場合）の損失に対する比率を示す。損失比が小さいほど、セミフローティング軸受１３において生じる摩擦損失が小さい。
【0060】
図５によれば、予圧係数Ｍｐが大きいほど、損失比が小さくなることがわかる。予圧係数Ｍｐが大きいほど、シャフト１５とラジアル軸受面１３ｄとの間隔（具体的には、シャフト１５と縮小部３７ａとの間隔およびシャフト１５と拡大部３７ｃとの間隔）の周方向の平均値が大きくなる。それにより、シャフト１５とラジアル軸受面１３ｄとの間における潤滑油の発熱量が小さくなるので、セミフローティング軸受１３において生じる摩擦損失が小さくなる。
【0061】
図５によれば、予圧係数Ｍｐが上記の式（５）（０．６≦Ｍｐ≦０．９）を満たす場合、損失比が０．９０を下回る（特に、予圧係数Ｍｐが０．９である場合には、損失比が０．７０を下回る）。予圧係数Ｍｐが上記の式（６）（０．７５≦Ｍｐ≦０．８５）を満たす場合、損失比が０．８０を下回る。このように、予圧係数Ｍｐが上記の式（５）または上記の式（６）を満たす場合、損失が効果的に低減されることがわかる。
【0062】
以上、添付図面を参照しながら本開示の実施形態について説明したが、本開示はかかる実施形態に限定されないことは言うまでもない。当業者であれば、特許請求の範囲に記載された範疇において、各種の変更例または修正例に想到し得ることは明らかであり、それらについても当然に本開示の技術的範囲に属するものと了解される。
【0063】
上記では、多円弧軸受がセミフローティング軸受１３である例について説明した。しかし、これに限定されず、多円弧軸受は、フルフローティング軸受であってもよい。多円弧軸受がフルフローティング軸受である場合、ベアリングハウジング３の軸受孔３ｂの内周面３ｆに、互いに異なる曲率中心を有し、周方向に互いに隣接して配される複数の円弧面が形成されてもよい。軸受孔３ｂの内周面３ｆに複数の円弧面が形成される場合、フルフローティング軸受の中心軸と当該円弧面との最小距離、当該円弧面の曲率半径、および、フルフローティング軸受の外周面の半径が上記の式（１）および上記の式（２）により表される関係と同様の関係を満たすことが好ましい。この場合、フルフローティング軸受の中心軸と軸受孔３ｂの円弧面との最小距離が上記の式（１）および上記の式（２）のＲａと対応し、当該円弧面の曲率半径が上記の式（１）および上記の式（２）のＲｂと対応し、フルフローティング軸受の外周面の半径が上記の式（１）および上記の式（２）のＲｓと対応する。
【符号の説明】
【0064】
１３：セミフローティング軸受（多円弧軸受） １３ａ：本体 １３ｃ：内周面 １３ｄ：ラジアル軸受面 １３ｅ：ラジアル軸受面 １５：シャフト ３７：円弧面 Ａ：曲率中心 Ｏ：中心軸 Ｒａ：シャフトの中心軸と円弧面との最小距離 Ｒｂ：円弧面の曲率半径 Ｒｓ：シャフトの半径
【図1】
【図2】
【図3】
【図4】
【図5】