轴承构造及增压器的制作方法

本发明涉及通过轴承部来支撑主轴的轴承构造及增压器。

背景技术：

目前，已知一种增压器，其将一端设有涡轮叶轮且另一端设有压缩机叶轮的主轴旋转自如地支撑于轴承座。将这样的增压器与发动机连接，通过从发动机排出的废气使涡轮叶轮旋转，而且通过该涡轮叶轮的旋转，经由主轴使压缩机叶轮旋转。从而，增压器随着压缩机叶轮的旋转对空气进行压缩，并送出至发动机。

在轴承座形成轴承孔，在该轴承孔之中配置轴承。轴承具有供主轴插通的插通孔，且在其内周面形成承受径向载荷的轴承面。作为设于增压器的这种轴承的一种，已知半浮式轴承及全浮式轴承。半浮式轴承限制主轴的旋转方向的移动，全浮式轴承随着主轴的旋转而旋转(所谓共转(drag rotation))。在专利文献1记载的增压器中设有半浮式轴承。另外，在专利文献2记载的增压器中设有两个全浮式轴承。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2012-193709号公报

专利文献2：日本专利第3125227号公报

技术实现要素：

发明所要解决的课题

近年来，一直在追求主轴的旋转的高速化。但是，在主轴的转速高的高旋转域中，由于供给至轴承面和主轴之间的润滑油的共转的影响，易于发生油膜涡动(自激振动)。因此，需要寻求对油膜涡动的对策。

本发明的目的在于提供一种能够抑制油膜涡动的发生而提高在高旋转域中的旋转体的稳定性的轴承构造及增压器。

用于解决课题的方案

本发明的第一方案为轴承构造，其主要内容在于，具备：主轴，其在至少一端设有叶轮；以及轴承部，其旋转自如地支撑主轴，轴承部具有：主体，其为圆筒形状；轴承面，其形成于主体的内周面，且支撑主轴；以及轴承槽，其在轴承面上沿周向隔开间隔配置多个，且从主轴的旋转轴方向的一端朝向另一端延伸，多个轴承槽的形状及配置的至少一方在与主轴的旋转轴垂直的剖面上相对于旋转轴呈不对称。

也可以，轴承部是在主体的内周面沿旋转轴方向隔开而形成有两个轴承面的半浮式轴承。

也可以，多个轴承槽的至少一个也可以是垂直于主轴的旋转轴垂直的剖面的面积与其它轴承槽不同的特异槽。

也可以，在收纳有轴承部的壳体形成有供给润滑油的油路，就特异槽而言，面积比其它轴承槽大，各轴承面设有一个，而且配置于：以油路的与轴承部对置的出口端为起点，从起点向主轴的旋转方向前方侧180度为止的相位的范围，或者从起点向主轴的旋转方向后方侧180度为止的相位的范围。

也可以，轴承部具有从外周面贯通至各轴承槽的多个供油孔，多个供油孔的至少一个的大小与其它供油孔不同。

本发明的第二方案为轴承构造，其主要内容在于，具备：主轴，其在至少一端设有叶轮；以及全浮式轴承，其沿主轴的轴向隔开地配置两个，且旋转自如地支撑主轴，全浮式轴承具有：主体，其为圆筒形状，且被主轴插通；轴承面，其形成于主体的内周面，且支撑主轴；以及供油孔，其沿主体的周向配置多个，且从外周面贯通至轴承面而向轴承面引导润滑油，多个供油孔的形状及配置的至少一方在与主轴的旋转轴垂直的剖面上相对于旋转轴呈不对称。

也可以，多个供油孔的至少一个的大小与其它供油孔不同。

也可以，全浮式轴承具有轴承槽，该轴承槽在轴承面上沿周向空开间隔地配置多个，且从主轴的旋转轴方向的一端朝向另一端延伸，多个轴承槽的至少一个的大小与其它轴承槽不同。

本发明的第三方案为增压器，其主要内容在于具备上述的轴承构造。

发明效果

根据本发明，能够抑制油膜涡动的发生，从而提高在高旋转域中的旋转体的稳定性。

附图说明

图1是本发明的一实施方式的增压器的概要剖视图。

图2是图1的虚线部分的提取图。

图3(a)～图3(c)是用于说明本发明的一实施方式的半浮式轴承的说明图，图3(a)是从正面观察半浮式轴承的增压器的左侧的端面的图，图3(b)是表示图3(a)的III(b)‐III(b)线剖面的图，图3(c)是表示图3(b)的III(c)‐III(c)线剖面的图。

图4(a)～图4(d)是说明本发明的一实施方式的第一～三变形例的图，图4(a)及图4(b)表示第一变形例，图4(c)表示第二变形例，图4(d)表示第三变形例。

图5(a)及图5(b)是用于说明本发明的一实施方式的第四变形例的图。

图6是用于说明本发明的一实施方式的第五变形例的图。

图7(a)～图7(c)是用于说明本发明的一实施方式的全浮式轴承的图。

具体实施方式

以下，一边参照附图，一边对本发明的一实施方式详细地进行说明。该实施方式中所示的尺寸、材料、其它具体的数值等只是为了使发明容易理解而例示的，除了特别进行说明之处外，不对本发明进行限定。此外，在本说明书及附图中，对于实质上具有相同的功能、结构的单元，通过标注相同的符号而省略重复说明，另外，省略与本发明无直接关系的单元的图示。

图1是增压器C的概要剖视图。以下，将图1所示的箭头L设为对增压器C的左侧进行表示的方向、将箭头R作为表示增压器C的右侧的方向来说明。如图1所示，增压器C具备增压器主体1。增压器主体1具有轴承座2、通过紧固机构3而连结在轴承座2的左侧的涡轮壳体4、以及通过紧固螺栓5而连结在轴承座2的右侧的压缩机壳体6。它们被一体化。

轴承座2的外周面具有突起2a。突起2a设于涡轮壳体4附近，且在沿轴承座2的径向突出。另外，涡轮壳体4的外周面具有突起4a。突起4a设于轴承座2附近，且沿涡轮壳体4的径向突出。轴承座2和涡轮壳体4将突起2a、4a通过紧固机构3带紧固而固定。紧固机构3由夹持突起2a、4a的紧固带(例如G连接器)构成。

在轴承座2形成有轴承孔2b。轴承孔2b沿增压器C的左右方向贯通。在轴承孔2b设有半浮式轴承7(轴承部)。半浮式轴承7旋转自如地支撑主轴8。在主轴8的左端部一体地固定有涡轮叶轮9。涡轮叶轮9旋转自如地收纳于涡轮壳体4内。另外，在主轴8的右端部一体地固定有压缩机叶轮10。压缩机叶轮10旋转自如地收纳在压缩机壳体6内。

在压缩机壳体6形成有吸气口11。吸气口11在增压器C的右侧开口，且与空气滤清器(未图示)连接。另外，当通过紧固螺栓5将轴承座2和压缩机壳体6连结时，这两壳体2、6的彼此的对置面形成对空气进行升压的扩散流路12。扩散流路12从主轴8(压缩机叶轮10)的径向内侧朝向外侧呈环状形成。另外，扩散流路12在上述的径向内侧经由压缩机叶轮10而与吸气口11连通。

在压缩机壳体6设有压缩机涡旋流路13。压缩机涡旋流路13呈环状形成，且位于比扩散流路12靠主轴8(压缩机叶轮10)的径向外侧。压缩机涡旋流路13与发动机的吸气口(未图示)连通，另外，压缩机涡旋流路13也与扩散流路12连通。因此，当压缩机叶轮10旋转时，将空气从吸气口11吸引至压缩机壳体6内，且在通过压缩机叶轮10的翼间的过程中，由于离心力的作用而增速，且在扩散流路12及压缩机涡旋流路13升压，然后被引导至发动机的吸气口。

在涡轮壳体4形成有排出口14。排出口14在增压器C的左侧开口，且与废气净化装置(未图示)连接。另外，在涡轮壳体4设有流路15和涡轮涡旋流路16。涡轮涡旋流路16呈环状形成，且位于比流路15靠主轴8(涡轮叶轮9)的径向外侧。涡轮涡旋流路16与引导从发动机的排气歧管(未图示)排出的废气的气体流入口(未图示)连通。另外，涡轮涡旋流路16也与流路15连通。因此，废气被从气体流入口引导至涡轮涡旋流路16，且经由流路15及涡轮叶轮9而引导至排出口14。在该流通过程中，废气使涡轮叶轮9旋转。然后，涡轮叶轮9的旋转力经由主轴8而传递至压缩机叶轮10，通过压缩机叶轮10的旋转力，将空气升压并引导至发动机的吸气口。

图2是用于说明增压器C的轴承构造B的图，是图1的虚线部分的提取图。如图2所示，轴承构造B含有半浮式轴承7和主轴8。

半浮式轴承7具有圆筒形的主体7a。主轴8插通主体7a。在主体7a的内周面设有两个轴承面7b、7b。轴承面7b、7b沿主轴8的旋转轴方向(以下，简称为轴向)彼此隔开。

另外，在轴向的两个轴承面7b、7b之间，作为主体7a的内周面，设有非轴承面7c。轴承面7b的内径比非轴承面7c的内径小。

在主轴8中的插通了半浮式轴承7的主体7a的部位形成有小径部8a和两个大径部8b、8b。各大径部8b比小径部8a直径大。大径部8b分别形成于轴向的小径部8a的两侧。各大径部8b与对应的半浮式轴承7的轴承面7b在主轴8的径向对置。

半浮式轴承7的非轴承面7c和主轴8沿主轴8的径向隔开。因此，在主体7a内形成有间隙S。而且，在半浮式轴承7设有油路7d。油路7d沿主轴8的径向贯通半浮式轴承7，且在非轴承面7c开口。另外，油路7d与在轴承座2所形成的油路2c对置。油路7d向间隙S供给润滑油。

半浮式轴承7通过销18对相对于轴承座2的相对移动进行限制。当主轴8旋转时，在主轴8的大径部8b和半浮式轴承7的轴承面7b之间产生相对的旋转移动。此时，供给至间隙S的润滑油对两个轴承面7b进行润滑，从而主轴8旋转自如地支撑于轴承面7b。

另外，在主轴8设有轴环8c。轴环8c位于涡轮叶轮9侧(图2中的左侧)的大径部8b的涡轮叶轮9侧，且与大径部8b连续地形成。另外，轴环8c的外径比大径部8b的大。轴环8c与半浮式轴承7的涡轮叶轮9侧的端面7e对置，且与主轴8一体旋转。半浮式轴承7经由轴环8c而承受主轴8的推力载荷。

图3(a)～图3(c)是用于说明半浮式轴承7的图。图3(a)是从正面观察半浮式轴承7的增压器C的左侧的端面7e的图。为了便于说明，图3(a)提取轴承座2的一部分来示出。图3(b)是表示图3(a)的III(b)‐III(b)线剖面的图，图3(c)是表示图3(b)的III(c)‐III(c)线剖面的图。

如图3(a)及图3(b)所示，在半浮式轴承7的轴承面7b形成有轴承槽7f。轴承槽7f在主轴8的周向上隔开间隔地配置多个(在此，四个)，且从轴向的一端朝向另一端延伸。在此，轴承槽7f沿轴向延伸。

另外，多个轴承槽7f的一个是特异槽7g。对于特异槽7g与其它轴承槽7f，垂直于主轴8的旋转轴的剖面(例如，图3(c)所示的剖面)的面积不同。图3(c)中，特异槽7g的面积是由轴承面7b的延长线(用虚线表示)和特异槽7g的壁面所围绕的区域的面积。

在半浮式轴承7的周向上，特异槽7g的宽度(以下简称为槽宽)比其它轴承槽7f大，上述的面积也比其它轴承槽7f大。即，多个轴承槽7f在垂直于主轴8的旋转轴的剖面上，形状相对于旋转轴呈不对称。

另外，在主轴8的转速高的高旋转域，由于供给至轴承面7b和主轴8之间的润滑油的共转的影响，易于发生油膜涡动(自激振动)。油膜涡动(自激振动)特别易于在偏心率小的情况下发生。在此，偏心率是指主轴8的旋转轴中心(在图的例中，半浮式轴承7的轴心)相对于主轴8的轴心(中心轴)的偏离程度。换言之，偏心率表示主轴8旋转时，相对于半浮式轴承7的轴心，主轴8的轴心偏离的量(偏心量)的程度。该偏心率例如表达为主轴8旋转时的主轴8的轴心的偏离量相对于将主轴8的轴心置于与半浮式轴承7同心时的两者的间隙的比率。

在本实施方式中，设有上述的特异槽7g。因此，对于向槽供给的润滑油的量，在特异槽7g和其它轴承槽7f产生不同。其结果，在主轴8和轴承面7b之间产生的油膜压力在主轴8的对角方向(旋转方向)不均匀，从而能够提高偏心率。

因此，半浮式轴承7能够抑制油膜涡动的发生，从而提高在高旋转域的稳定性。

油路2c的出口端2d与半浮式轴承7对置。出口端2d在图3(a)中配置于半浮式轴承7的上侧。此外，在图3(a)、(b)、(c)中，上侧设为铅垂上侧，下侧设为铅垂下侧。

特异槽7g在各轴承面7b分别设置一个。而且，特异槽7g配置于轴承面7b的相位的范围A内。相位的范围A是以油路2c的出口端2d为起点，向主轴8的旋转方向前方侧(图3(a)中，用箭头表示)旋转180度的范围。换言之，是指以油路2c的出口端2d为起点(即相位角0度)，向主轴8的旋转方向前方侧(即，正向旋转方向)从该起点(0度)到180度的范围。此外，起点为主轴8的旋转方向中的出口端2d的宽度的中心。图3(c)表示与其对应的位置O。

详细而言，特异槽7g配置于相位的范围A内的范围Aa。在此，范围Aa是以位置O(出口端2d)为起点，向主轴8的旋转方向前方侧旋转90度的范围。换言之，范围Aa是指向主轴8的旋转方向前方侧(即，正向旋转方向)，从起点(位置O、出口端2d)到90度的相位的范围。再换言之，范围Aa是指从相位的范围A的中心(即相距位置O90度)向旋转方向后方侧(在逆向旋转方向)到90度的范围。

油路2c的出口端2d配置于半浮式轴承7的铅垂上侧，因此，半浮式轴承7的油路7d配置于半浮式轴承7的铅垂上侧，从而与出口端2d对置。因此，将向半浮式轴承7的内部供给的润滑油从铅垂上侧朝向铅垂下侧供给。

如上所述，主轴8沿图3(a)所示的箭头的方向上旋转。因此，润滑油也以追随主轴8的方式沿同方向旋转。即，产生润滑油的共转。其结果，易于将润滑油向铅垂上侧供给，难以从铅垂上侧随着朝向旋转方向前方侧来进行供给。

即，存在类似于图3(a)所示的四个轴承槽7f的情况下，位于图3(c)中的范围Aa的左上的轴承槽7f配置于以出口端2d为起点的润滑油的流通方向的最上游。因此，相比其它轴承槽7f，易于向左上的轴承槽7f供给润滑油。因此，通过将图3(a)中左上的轴承槽7f作为特异槽7g形成，能够有效地提高偏心率，进而抑制油膜涡动的发生。

图4(a)～图4(c)是说明第一～三变形例的图。图4(a)表示在第一变形例中与上述的实施方式的图3(b)对应的部位的剖面，图4(b)表示图4(a)的IV(b)-IV(b)线剖面。

如图4(a)及图4(b)所示，在第一变形例的半浮式轴承17中，将图4(a)中的左下的轴承槽7f设为特异槽17g。即，特异槽17g配置于相位的范围A中的范围Ab。在此，范围Ab是旋转方向前方侧的90度的相位的范围。换言之，范围Ab是指从相位的范围A的中心向旋转方向前方侧(正向旋转方向)到90度的相位的范围。

在向槽宽不同的多个轴承槽供给润滑油的情况下，具有相比槽宽小的槽更易于向槽宽大的槽供给润滑油的趋势。如图4(b)所示，通过将特异槽17g的配置设定于旋转方向前方侧的范围，能够提高在高旋转域的偏心率，进而抑制油膜涡动的发生。另外，通过将左下的轴承槽7f设为槽大的特异槽17g，能够比上述的实施方式微小地调整主轴8的偏心率。

图4(c)表示在第二变形例中与上述的实施方式的图3(c)对应的部位的剖面。如图4(c)所示，在第二变形例的半浮式轴承27中，将四个轴承槽7f中的一个设为特异槽27g。特异槽27g的槽宽比其它轴承槽7f小，由上述规定的面积比其它轴承槽7f小。

而且，将图4(c)中的右上的轴承槽7f设为特异槽27g。即，特异槽27g配置于轴承面7b的相位的范围B。相位的范围B是指以油路2c的位置O为起点，向主轴8的旋转方向后方侧(图4(c)中，用实线箭头表示)旋转180度的范围。换言之，相位的范围B是以油路2c的位置O为起点，向主轴8的旋转方向后方侧(逆向旋转方向)从该起点到180度的范围。详细而言，第二变形例的特异槽27g配置于相位的范围B中的范围Ba。在此，范围Ba是指旋转方向后方侧的90度的相位的范围。换言之，范围Ba是以位置O为起点，向主轴8的旋转方向后方侧旋转90度的相位的范围。再换言之，范围Ba是指从起点向旋转方向后方侧(逆向旋转方向)到90度的相位的范围。

如上所述，易于将润滑油向铅垂上侧供给，难以从铅垂上侧随着朝向旋转方向前方侧而进行供给。即，在存在类似于图4(c)所示的四个轴承槽7f的情况下，向图4(c)中的右上的轴承槽7f供给的润滑油比其它轴承槽7f少。因此，通过将图4(c)中的右上的轴承槽7f设为槽宽小的特异槽27g，能够有效地提高偏心率，进而抑制油膜涡动的发生。

图4(d)是表示在第三变形例中与上述的实施方式的图3(c)对应的部位的剖面。如图4(d)所示，在第三变形例的半浮式轴承37中，特异槽37g与第二变形例同样地，槽宽比其它轴承槽7f小，上述的面积比其它轴承槽7f小。

而且，特异槽37g是图4(d)中的右下的轴承槽7f。即，特异槽37g配置于轴承面7b中的相位的范围B中的范围Bb。在此，范围Bb是旋转方向后方侧的90度的相位的范围。换言之，范围Bb是指从相位的范围B的中心向旋转方向后方侧(逆向旋转方向)到90度的相位的范围。

由于将图4(d)中的右下的轴承槽7f设为特异槽37g，因此向特异槽37g供给的润滑油与第二变形例同样地具有变少的趋势。从而，通过将槽宽小的特异槽37g的配置设定于旋转方向后方侧的范围，能够提高在高旋转域的偏心率，进而抑制油膜涡动的发生。但是，通过将右下的轴承槽7f设为槽宽小的特异槽17g，能够比上述的第二变形例微小地调整偏心率。

图5(a)及图5(b)是用于说明第四变形例的图。图5(a)是表示在第四变形例中与图3(a)对应的端面。图5(b)是表示图5(a)的V(b)‐V(b)线剖面。如图5(a)及图5(b)所示，在第四变形例中，半浮式轴承47代替在非轴承面7c开口的油路7d，具有多个供油孔47i。各供油孔47i从外周面47h贯通至分别对应的轴承槽7f。

供油孔47i在各轴承槽7f设有一个。各轴承槽7f从轴承槽7f朝向径向外侧延伸至外周面47h。另外，如图5(b)所示，在外周面47h形成有外周槽47j。外周槽47j是在径向上下凹的环状的槽，其使四个供油孔47i在周向上连通。

设于轴承座2的油路2c在轴承孔2b连通至外周槽47j所处的部位。因此，向外周槽47j直接供给润滑油。将润滑油向外周槽47j供给，一边沿着外周槽47j在周向上流动，一边流入各供油孔47i，从而经由供油孔47i供给至轴承面7b。

多个供油孔47i中的、图5(a)中的左上的供油孔47i与槽宽比其它轴承槽7f大的特异槽7g连通。另外，该供油孔47i比其它供油孔47i大。即，左上的供油孔47i的大小与其它供油孔47i不同。因此，相比其它轴承槽7f，易于向特异槽7g供给润滑油，从而能够与上述的实施方式同样地，提高偏心率，进而抑制油膜涡动的发生。另外，在本变形例中，通过向外周槽47j直接供给润滑油，能够减少整体的供给量，进而降低机械损耗。

在本变形例中，可以至少一个供油孔47i的大小与其它供油孔47i不同。例如，也可以特异槽7g的槽宽比其它轴承槽7f小，且与特异槽7g连通的供油孔47i比其它供油孔47i小。

另外，也可以为与其它供油孔47i大小不同的供油孔47i不与特异槽7g连通，而与其它轴承槽7f连通。在任何情况下，在设定特异槽7g的基础上，通过设定大小不同的供油孔47i，都能够容易地扩大提高偏心率的调整的自由度。

图6是用于说明第五变形例的图，其提取第五变形例的轴承部附近的剖面进行表示。如图6所示，在第五变形例中，轴承部由全浮式轴承57构成。在轴向上隔开地配置两个全浮式轴承57。

全浮式轴承57具备具有圆筒形的主体57a。主轴8插通主体57a。配置于涡轮叶轮9侧的全浮式轴承57被两个环58从轴向的前后夹持，从而限制轴向的活动。另外，配置于压缩机叶轮10侧的全浮式轴承57被环58从轴向的左侧、未图示的推力轴承从右侧夹持，从而限制轴向的活动。

设于轴承座2的油路2c在轴承孔2b连通至配置各全浮式轴承57的部位。因此，润滑油被直接供给至全浮式轴承57。

在全浮式轴承57的主体57a的内周面形成有支撑主轴8的轴承面57b。而且，在主体57a形成有供油孔57d。供油孔57d从主体57a的外周面57c贯通至轴承面57b，从而将润滑油引导至轴承面57b。

供油孔57d与油路2c的出口端2d的位置关系为轴向的位置重合。全浮式轴承57以追随主轴8的方式，以相对于主轴8大约一半的转速旋转。随着主轴8的旋转，产生了全浮式轴承57的共转。润滑油经由供油孔57d被引导至轴承面57b。另外，润滑油流入全浮式轴承57的外周面57c与轴承孔2b的间隙，支撑全浮式轴承57相对于轴承孔2b的活动。

图7(a)～图7(c)是用于说明全浮式轴承57的图。图7(a)是从正面观察全浮式轴承57的轴向的端面的图。图7(b)表示图7(a)的VII(b)-VII(b)线剖面。图7(c)表示图7(b)的VII(c)-VII(c)线剖面。

如图7(a)及图7(c)所示，在全浮式轴承57的主体57a的周向上配置多个(在此为四个)供油孔57d。在与主轴8的旋转轴垂直的剖面(例如图7(c)所示的剖面)中，多个供油孔57d的形状相对于旋转轴呈不对称。例如，多个供油孔57d中的图7(c)中的下侧的供油孔57d比其它供油孔57d大。

因此，向图7(c)中的下侧的供油孔57d供给比其它供油孔57d多的润滑油。其结果，在主轴8和轴承面57b之间发生的油膜压力在主轴8的对角方向上不均匀，从而能够提高偏心率。因此，能够降低油膜涡动的发生，提高在高旋转域的稳定性。

另外，在全浮式轴承57的轴承面57b设于轴承槽57f。轴承槽57f在全浮式轴承57的周向上隔开间隔地配置有多个(在此为四个)。各轴承槽57f从主轴8的轴方向的一端朝向另一端延伸。

轴承槽57f设于在周向上邻接的供油孔57d的开口之间。而且，多个轴承槽57f中的一个(图7(a)及图7(c)中的右下的轴承槽57f)比其它轴承槽57f大。即，右下的轴承槽57f的大小与其它轴承槽57f不同。其结果，在轴承面57b发生的油膜压力在主轴8的对角方向上不均匀。

因此，在供油孔57d的基础上，设定例如大小不同的轴承槽57f，从而能够容易地扩大提高偏心率的调整的自由度。

在上述的实施方式及变形例中，对相对于特异槽7g、17g、27g、37g，在对角上(换言之，夹持半浮式轴承的轴心的相反侧)存在槽的情况进行了说明。但是，例如，以120°间距配置三个槽等、只要形状为相对于旋转轴呈不对称，配置槽的相位可以随意。

在上述的实施方式及变形例中，对通过设置特异槽7g、17g、27g、37g，在与主轴8的旋转轴垂直的剖面中，形状形成相对于旋转轴呈不对称的情况进行了说明。但是，例如，也可以使轴承槽7f的周向的间距(间隔)不均匀，从而在与主轴8的旋转轴垂直的剖面上使轴承槽7f的配置相对于旋转轴呈不对称。

但是，例如，设置特异槽7g、17g、27g、37g，通过形状来破坏对称性，从而能够不扩张间距地将特异槽配置于合适的相位。其结果，能够抑制轴承面7b的润滑油局部不足，而且抑制油膜涡动的发生。

另外，在上述的实施方式及变形例中，对于特异槽7g、17g、27g、37g，对在各轴承面7b设置一个的情况进行了说明，但是，也可以在各轴承面7b设置多个。

另外，在上述的实施方式及变形例中，对于特异槽7g、17g、27g、37g，对与其它轴承槽7f的槽宽不同的情况进行了说明，但不限于槽宽，只要与主轴8的旋转轴垂直的剖面(例如，图3(c)所示的剖面)的面积不同即可。

另外，在上述的第五变形例中，对全浮式轴承57的一个供油孔57d的大小比其它供油孔57d大的情况进行了说明，但是，例如，也可以使供油孔57d的周向的间距不均匀，从而在与主轴8的旋转轴垂直的剖面上，使供油孔57d的配置相对于旋转轴呈不对称。

但是，通过供油孔57d的形状来破坏对称性来将间距变宽的结果，能够避免轴承面7b的润滑油局部变得过薄的问题，而且抑制油膜涡动的发生。

另外，在上述的第五变形例中，对全浮式轴承57的一个供油孔57d的大小比其它供油孔57d大的情况进行了说明，但是，也可以一个供油孔57d的大小比其它供油孔57d小，也可以两个以上的供油孔57d的大小与其它供油孔57d的大小不同。

以上，虽然一边参照附图一边对本发明的合适的实施方式进行了说明，但是，本发明当然不限定于该实施方式。本领域技术人员了解，在权利要求书记载的范围内，能够想到各种变形例或修正例，这些自然也属于本发明的技术范围。

工业上的可利用性

本发明能够用于通过轴承部支撑轴的轴承构造及增压器。