(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
軸の外周面とハウジングの内周面との間に、それぞれがアンギュラ型又は深溝型である第一、第二の玉軸受を、互いの接触角の方向を異ならせて設け、使用時に上記軸とハウジングとの間に外部からほぼ一定方向に加わるアキシャル荷重を、第一の玉軸受により支承する玉軸受装置に於いて、上記第一、第二の玉軸受は正面組み合わせで配列されており、これら第一、第二の玉軸受にプラスの隙間が付与されており、上記第一の玉軸受の接触角よりも第二の玉軸受の接触角が小さく、上記第一、第二の玉軸受を構成する玉は保持器により転動自在に保持されており、これら保持器の外周面の一部はそれぞれ第一、第二の玉軸受を構成する外輪の内周面の一部に近接する事で、外輪案内により回転自在に支持されている事を特徴とする玉軸受装置。
【請求項２】
軸の外周面とハウジングの内周面との間に、第一、第二の玉軸受に加えてころ軸受を設ける事により、上記軸に加わるラジアル荷重を支承自在とすると共に、上記各玉軸受を構成する外輪の外周面と上記ハウジングの内周面との間に隙間を介在させた、請求項１に記載した玉軸受装置。
【請求項３】
第二の玉軸受の構成各部材のうち、内輪の外周面に形成した内輪軌道の曲率半径ｒi2及び外輪の内周面に形成した外輪軌道の断面形状の曲率半径ｒe2と、各玉の直径ｄとの関係を、
０．５０５ｄ≦ｒi2≦０．５２ｄ
０．５３ｄ≦ｒe2≦０．５６ｄ
とした、請求項１〜２の何れかに記載した玉軸受装置。
【請求項４】
第二の玉軸受の構成各部材のうち、内輪の外周面に形成した内輪軌道の曲率半径ｒi2及び外輪の内周面に形成した外輪軌道の断面形状の曲率半径ｒe2と、各玉の直径ｄとの関係を、
０．５０５ｄ≦ｒi2＜０．５１ｄ
０．５３ｄ＜ｒe2≦０．５６ｄ
とした、請求項１〜２の何れかに記載した玉軸受装置。
【請求項５】
第二の玉軸受の構成各部材のうち、内輪の外周面に形成した内輪軌道の曲率半径ｒi2及び外輪の内周面に形成した外輪軌道の断面形状の曲率半径ｒe2と、各玉の直径ｄとの関係を、
ｒi2＝０．５０５ｄ
ｒe2＝０．５４ｄ
とした、請求項１〜２の何れかに記載した玉軸受装置。
【請求項６】
第一の玉軸受の構成各部材のうち、内輪の外周面に形成した内輪軌道の曲率半径ｒi1及び外輪の内周面に形成した外輪軌道の断面形状の曲率半径ｒe1と、各玉の直径ｄ´との関係を、
ｒi1≦ｒe1
ｒi1≦０．５２ｄ´
ｒi1＋ｒe1≧１．０３ｄ´
とした、請求項１〜５の何れかに記載した玉軸受装置。
【請求項７】
第二の玉軸受を構成する玉の数を第一の玉軸受を構成する玉の数よりも少なくした請求項１〜６の何れかに記載した玉軸受装置。
【請求項８】
軸の外周面とハウジングの内周面との間に、それぞれがアンギュラ型又は深溝型である第一、第二の玉軸受を、互いの接触角の方向を異ならせて設け、使用時に上記軸とハウジングとの間に外部からほぼ一定方向に加わるアキシャル荷重を、第一の玉軸受により支承する玉軸受装置に於いて、上記第二の玉軸受を構成する玉の数がこの第一の玉軸受を構成する玉の数よりも少ない事を特徴とする玉軸受装置。
【請求項９】
第二の玉軸受を構成する玉の数が第一の玉軸受を構成する玉の数の７０〜８０％である、請求項７〜８の何れかに記載した玉軸受装置。
【請求項１０】
第二の玉軸受の計算寿命を第一の玉軸受の計算寿命の３倍以上とした、請求項１〜９の何れかに記載した玉軸受装置。
【請求項１１】
第一、第二の玉軸受の保持器の軸方向両端部内周面を、端縁部に向かう程内径が大きくなる、円錐凹面状の傾斜面とした請求項１〜７の何れかに記載した玉軸受装置。
【請求項１２】
複数個の第一の玉軸受と１個の第二の玉軸受とを備える、請求項１〜１１の何れかに記載した玉軸受装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【産業上の利用分野】
この発明に係る玉軸受装置は、スクリューコンプレッサの回転軸を回転自在に支持する為に利用する。
【０００２】
【従来の技術】
スクリューコンプレッサの回転軸等、高速で回転する軸を支承する為、図１に示す様な玉軸受装置が、従来から使用されている。この玉軸受装置は、スクリューコンプレッサを構成するロータ１を固定した回転軸２の外周面と、ハウジング３の内周面との間に設けられる。尚、図１で４は、ラジアル方向の荷重Ｆr を支承する為のころ軸受である。
【０００３】
本発明の対象である玉軸受装置は、上記回転軸２の軸方向（図１の左右方向）に亙るアキシャル荷重Ｆa を支承する為のもので、それぞれがアンギュラ型である第一、第二の玉軸受５、６を組み合わせる事で構成される。これら第一、第二の玉軸受５、６の接触角α（後述する図２参照）の方向は、互いに逆方向で、且つ互いの正面同士を対向させる正面組み合わせ（以下『ＤＦ』とする。）としている。この為、上記回転軸２が図１の左方に変位しようとする時は、同図で左方の第一の玉軸受５がアキシャル荷重を支承し、同じく右方に変位しようとする時は、右方の第二の玉軸受６がアキシャル荷重を支承して、回転軸２及びロータ１が、ハウジング３に対し変位する事を防止する。
【０００４】
尚、アンギュラ型の玉軸受を１対組み合わせる事で何れの方向のアキシャル荷重も支承できる様にする組み合わせの型としては、図１に示した構造とは逆に、第一、第二の玉軸受の背面同士を対向させて組み合わせる、所謂背面組み合わせがある。しかしながら、この様な背面組み合わせの構造を採用した場合には、上記第一、第二の玉軸受の内輪側の作用点の間隔が大きくなって、回転軸が傾斜する事に対する曲げ剛性が大きくなる。従って、スクリューコンプレッサの回転軸２の様に、傾斜が比較的大きくなる部材の支持に上記背面組み合わせを使用すると、上記作用点部分に過大な面圧が作用し易くなる。過大な面圧は、異常発熱や玉の転動面並びに軌道面の疲れ寿命が低下する原因となる為、好ましくない。従って、本発明の対象となる玉軸受装置は、図１に示す様なＤＦである。
【０００５】
又、この玉軸受装置により支持される回転軸２には、上記スクリューコンプレッサの使用時に、前記ロータ１の回転に伴なってほぼ一定方向（図１では右から左方向へ）のアキシャル荷重Ｆa が加わる。これは、ロータ１に加わる圧力の方向が決まっている為である。尚、図１で７、８は間座、９は抑え金である。
【０００６】
ところで、上述の様に、それぞれがアンギュラ型である第一、第二の玉軸受５、６をＤＦで組み合わせて成る玉軸受装置は、回転軸２が高速で回転した場合には、必ずしも十分な軸受寿命を得られない。この様に高速回転に伴って軸受寿命が低下する原因に就いて、図２により説明する。
【０００７】
図２は、高速回転で生じる遠心力に基づいて、第一、第二の玉軸受５、６に加わる力を説明する為の図である。上記回転軸２（図１）を高速で回転させた場合、第一、第二の玉軸受５、６を構成する玉１１、１２に遠心力Ｆc1が加わる。そして、これら第一、第二の玉軸受５、６を構成する玉１１、１２は、この遠心力Ｆc1に基づいて外輪軌道１４、１４に、Ｑin1 の力で、接触角α方向から押し付けられる。そして、これら第一、第二の玉軸受５、６を構成する玉１１、１２は、この力Ｑin1 のアキシャル方向の分力Ｆain1で各外輪軌道１４、１４に、アキシャル方向に亙り押し付けられる。
【０００８】
そして、この分力によりＦain1＋Ｆain1に相当する内部アキシャル荷重が、互いに直列に組み合わされた第一、第二の玉軸受５、６内で発生し、上記外輪軌道１４、１４と玉１１、１２との接触面圧を増大させて、これら第一、第二の玉軸受５、６の疲れ寿命を低下させてしまう。尚、高速回転時に於ける玉の遠心力を考慮した玉軸受の疲れ寿命の計算は、１９５２年７月発行のTrans. ASME 中に記載された論文である『The Life of High-Speed Ball Bearings』に示された理論に基づいて行える。
【０００９】
上述の様な原因による寿命低下を防止すべく、第一、第二の玉軸受５、６を構成する玉１１、１２を、軽量なセラミック材により造ったり、或は玉１１、１２として小径のものを使用し、遠心力Ｆc1を小さくする試みもなされている。更には、上記第一、第二の玉軸受５、６の接触角αを何れも小さくする事で、上記遠心力Ｆc1に基づくアキシャル方向の分力Ｆain1を小さくする試みも行なわれている。
【００１０】
ところが、玉１１、１２を、縦弾性係数の大きなセラミック材により造ると、特に外部荷重（例えば上記アキシャル荷重Ｆa ）を支承する側の第一の玉軸受５に於いて、外輪軌道１４と玉１１との接触面圧が、軸受鋼製の玉を使用した場合よりも増大する。この結果、第一の玉軸受５の疲れ寿命が低下し、第一、第二の玉軸受５、６を組み合わせて成る玉軸受装置全体の疲れ寿命が低下してしまう。又、玉１１、１２として小径のものを使用したり接触角αを小さくすると、第一、第二の玉軸受５、６のアキシャル方向の負荷容量（基本動定格荷重）が小さくなり、やはり疲れ寿命が低下してしまう。
【００１１】
即ち、遠心力に基づく摩擦と発熱とを低減し、上記第一、第二の玉軸受５、６の疲れ寿命を延長する為の技術が従来から、各種刊行物に記載されている。先ず、雑誌『機械設計』の１９８８年（昭和６３年）１０月号には、▲１▼玉径を小さくする事、▲２▼接触角を小さくする事、▲３▼セラミック製の玉を使用する等玉の密度を小さくする事が記載されている。しかしながら、単にこれら▲１▼〜▲３▼の技術をＤＦで組み合わされた玉軸受装置に適用しただけでは疲れ寿命が低下する事は、上述の通りである。
【００１２】
一方、『NEW DEPARTURE 』、或は実開昭５４−１２６５６号公報には、１対のアンギュラ型玉軸受を接触角の方向を互いに異ならせて組み合わせ、且つ、負荷側の玉軸受の接触角を反負荷側の玉軸受の接触角よりも大きくする技術が記載されている。
【００１３】
図３〜４は、この様な刊行物に記載された技術を元に構成した玉軸受装置を示している。この玉軸受装置の場合には、使用時に外部から回転軸２に加わるアキシャル荷重Ｆa を支承する負荷側（図３〜４の左側）に設けられた、第一の玉軸受５ａの接触角α1 よりも、使用時に上記アキシャル荷重Ｆa を支承しない反負荷側（図３〜４の右側）に設けられた第二の玉軸受６ａの接触角α2 を小さく（α2 ＜α1 ）している。
【００１４】
上述の様に、第一の玉軸受５ａの接触角α1 を第二の玉軸受６ａの接触角α2 よりも大きくする事で、上記第一の玉軸受５ａの負荷容量を十分に確保できる。この場合に於いて、上記接触角α1 を、前記従来から一般的に知られた玉軸受装置に組み込まれた第一、第二の玉軸受５、６の接触角αと同じ（α＝α1 ）とすれば、遠心力に基づいてこの第一の玉軸受５ａに作用するアキシャル方向分力は、Ｆain1となる。又、第二の玉軸受６ａに加わるアキシャル方向分力はＦain2となる。この場合に於いて、この第二の玉軸受６ａの接触角α2 は、上記第一の玉軸受５ａの接触角α1 よりも小さい。この為、上記第二の玉軸受６ａに加わるアキシャル方向分力Ｆain2は、前記従来装置の第二の玉軸受６に作用するアキシャル方向分力Ｆain1よりも小さく（Ｆain2＜Ｆain1）なる。この結果、第一、第二の玉軸受５ａ、６ａを組み合わせて成る玉軸受装置に発生する、遠心力に基づく内部アキシャル荷重は、Ｆain1＋Ｆain2となり、前記従来装置に生じる内部アキシャル荷重Ｆain1＋Ｆain1よりも小さくなる。
【００１５】
この為、上記第一、第二の玉軸受５ａ、６ａを構成する玉１１、１２と外輪軌道１４、１４との接触面圧が低下する。そして、第一、第二の玉軸受５ａ、６ａの転がり疲れ寿命の低下が抑えられ、これら第一、第二の玉軸受５ａ、６ａを組み合わせて成る玉軸受装置の寿命低下を抑える事ができる。接触角α2 を小さくした第二の玉軸受６ａのアキシャル方向の負荷容量は小さくなるが、この第二の玉軸受６ａは稀に加わる軽荷重を支承する、一種のバックアップ軸受としての機能しか持たないので、負荷容量の減少は特に問題とはならない。
【００１６】
【発明が解決しようとする課題】
ところが、上述の様な、従前から知られた各刊行物に記載された技術は、何れも予圧を付与した状態で使用する事を前提に考えられたものであった。この為、本発明が対象としている様な、スクリューコンプレッサ用の玉軸受装置として使用した場合には、十分な耐久性を得る事ができない。即ち、オーム社が発行している『軸受の設計』にも記載されている様に、予圧を付与した玉軸受装置は、振動を防止し、剛性を高められる反面、摩擦と温度上昇とが増大し、疲れ寿命が低下する。又、上記各刊行物に記載された技術は、玉を保持する保持器に就いての考慮はなされていない。
【００１７】
一方、本発明の対象となる玉軸受装置が組み込まれるスクリューコンプレッサは、超高速（例えばdmn が７０万〜２００万mm・r.p.m）で回転する。この為、玉１１、１２に予圧付与を行ない、所謂マイナスの隙間を持った第一  第二の玉軸受５ａ、６ａを使用した場合には、予圧に基づいてこれら第一、第二の玉軸受５ａ、６ａの内部アキシャル荷重が増加し、異常発熱や疲れ寿命の低下の原因となる。又、複数の玉を転動自在に保持する為の保持器に就いても、その装着状況を工夫しない限り、著しい摩耗が発生して十分な耐久性を得られない。本発明の玉軸受装置は、上述の様な事情に鑑みて発明したものである。
【００１８】
尚、前述の論文『The Life of High-Speed Ball Bearings』に示された理論は、本明細書中に記載した計算寿命を求める場合の基礎となるものである。しかしながら、この論文中には、玉軸受に予圧を付与せず、プラス隙間を設けた状態で運転する場合の理論は開示されていない。又、組み合わされた複数の玉軸受の接触角等の条件を変えて遠心力の影響を減ずる方法も書かれておらず、勿論、この様な方法による利害とその解決方法も記載されていない。
【００１９】
更に、接触角、玉径等が互いに異なる複数の玉軸受を組み合わせた構造としては、前述した各公報の他、MRC Bearing Services発行の『PUMPAC The MRC Bearing System 』、John Wiley＆Sons,Inc.,発行の『Rolling Bearing Analysis』、綿林英一編著の『転がり軸受の選び方・使い方』等に記載されたものも、従来から知られている。しかしながら、これら各刊行物に記載された構造は、本発明の玉軸受装置と用途を異にするものである。従って、これら何れの刊行物にも、上述の様な摩耗、並びにその解決方法に関する記載はない。
【００２０】
【課題を解決するための手段】
本発明の玉軸受装置は、軸の外周面とハウジングの内周面との間に、それぞれがアンギュラ型又は深溝型である第一、第二の玉軸受を、互いの接触角の方向を異ならせて設け、使用時に上記軸とハウジングとの間に外部からほぼ一定方向に加わるアキシャル荷重を、第一の玉軸受により支承するものである。
【００２１】
特に、本発明の玉軸受装置に於いては、上記第一、第二の玉軸受はＤＦで配列されている。又、これら第一、第二の玉軸受にプラスの隙間が付与されている。又、上記第一の玉軸受の接触角よりも第二の玉軸受の接触角が小さく、上記第一、第二の玉軸受を構成する玉は保持器により転動自在に保持されている。そして、これら保持器の外周面の一部はそれぞれ第一、第二の玉軸受を構成する外輪の内周面の一部に近接する事で、外輪案内により回転自在に支持されている。
【００２２】
【作用】
上述の様に構成される本発明の玉軸受装置は、前述した既知の技術を組み合わせる事で得られる玉軸受装置と同様に、使用時に外部から加わるアキシャル荷重を支承する第一の玉軸受の負荷容量が大きい為、十分に大きなアキシャル荷重を支承できる。又、使用時にこのアキシャル荷重を支承しない第二の玉軸受は、遠心力に基づく内部アキシャル荷重の増大を抑える。この為、１対のアンギュラ型の玉軸受を組み合わせて成る玉軸受装置全体としての、疲れ寿命の低下を抑える事ができる。
【００２３】
特に、本発明の玉軸受装置の場合には、第一、第二の玉軸受がＤＦで配列されており、しかもプラスの隙間を持っている為、この玉軸受装置の運転時にも予圧が加わる事がなく、予圧に基づく発熱や疲れ寿命の低下を来す事がない。又、保持器が外輪案内で支持されている為、高速回転時にもこの保持器が傾斜しにくく、この保持器の一部と軌道輪の一部とが強く擦れ合う事がない。
【００２４】
【実施例】
図５は、本発明の第一実施例を示している。本発明の玉軸受装置の場合も、前述の図３〜４に示した玉軸受装置と同様に、互いに接触角が異なる第一の玉軸受５ａと第二の玉軸受６ａとをＤＦにより組み合わせて、スクリューコンプレッサを構成する回転軸２の外周面とハウジング３の内周面との間に装着している。又、これら第一、第二の玉軸受５ａ、６ａを構成する玉１１、１２には、プラスの隙間を付与している（予圧は付与していない）。又、上記スクリューコンプレッサの回転時に上記回転軸２には、図５の左方向のアキシャル荷重が加わる。従って、上記第一、第二の玉軸受５ａ、６ａのうち、第一の玉軸受５ａが上記アキシャル荷重に対する負荷側の玉軸受となり、第二の玉軸受６ａがこのアキシャル荷重を支持しない、反負荷側の玉軸受となる。
更に、上記回転軸２の外周面と上記ハウジング３の内周面との間に、上記第一、第二の玉軸受５ａ、６ａに加えてころ軸受４（図１、３、８参照）を設ける事により、上記回転軸２に加わるラジアル荷重を支承自在としている。これと共に、上記第一、第二の玉軸受５ａ、６ａを構成する外輪１３、１３の外周面と上記ハウジング３の内周面との間に、隙間２５を介在させている。
【００２５】
本発明の玉軸受装置の場合には、前述の図４に示した構造の場合と同様に、反負荷側の第二の玉軸受６ａの接触角を、負荷側の第一の玉軸受５ａの接触角よりも小さくしている。この様に第二の玉軸受６ａの接触角を小さくした分だけ、使用時にこの第二の玉軸受６ａを構成する玉１２に加わる遠心力に基づいて玉軸受装置の内部で発生する内部アキシャル荷重が小さくなり、玉軸受装置の耐久性をより向上させる事ができる。即ち、スクリューコンプレッサの運転時に上記第一、第二の玉軸受５ａ、６ａに組み込まれた玉１１、１２は、前述の様に遠心力に基づいてそれぞれが対向する外輪軌道１４、１４に押し付けられる。そして、この押し付け力のうちのアキシャル方向の分力により、上記第一、第二の玉軸受５ａ、６ａにより構成される玉軸受装置の内部アキシャル荷重が増大する。この内部アキシャル荷重は、前述の様に玉軸受装置の発熱量の増大や疲れ寿命の低下に結び付く為、できるだけ小さくする必要がある。
【００２６】
これに対して本実施例の場合には、上記第二の玉軸受６ａの接触角が小さい為、この玉１２に加わる遠心力に基づいて発生する内部アキシャル荷重を小さく抑えられる。従って、内部アキシャル荷重に基づく発熱の増大や疲れ寿命の低下を軽度に抑える事が可能となり、玉軸受装置の耐久性向上を図れる。第二の玉軸受６ａの接触角を小さくする事で、この第二の玉軸受６ａの負荷容量は小さくなるが、第二の玉軸受６ａに加わる負荷は小さいので、実用上十分な耐久性を確保できる。
【００２７】
又、本発明の玉軸受装置の場合には、第一、第二の玉軸受５ａ、６ａがＤＦで配置されており、しかもプラスの隙間を持っている。従って、これら第一、第二の玉軸受５ａ、６ａにより構成される玉軸受装置の運転時に、予圧に基づく発熱や疲れ寿命の低下を来す事がない。又、回転軸２が僅かに傾いた場合でも、ＤＦである事とプラスの隙間を持っている事とで、この傾きを許容できる。従って、傾きのモーメントによって上記第一、第二の玉軸受５ａ、６ａの一部に過大な応力が加わる事がなくなり、やはり、玉軸受装置の耐久性の向上を図れる。
【００２８】
例えば、本発明者が内径２５mm、外径６２mm、幅１７mmのアンギュラ型玉軸受（７３０５型）を２個、製作時の測定アキシャル隙間が０．０３０mmとなる様にして、ＤＦで組み合わせ、６７kgf のアキシャル荷重を受けつつ、回転数２３０００r.p.m.で回転する回転軸に装着した場合に於ける、第一、第二の玉軸受の転がり疲れ寿命を計算した結果を、下記の第１表に示す。尚、アキシャル荷重を受ける第一の玉軸受（負荷側軸受）の接触角は総て３０度とし、第二の玉軸受（反負荷側軸受）の接触角は、１５度、３０度、４０度の３種類に就いて計算した。
【００２９】
尚、この計算中、回転軸２の外周面と内輪１０、１０の内周面との間の締め代を０．０１２mm、ハウジング３の内周面と外輪１３、１３の外周面との間の締め代を０mm、外輪１３、１３の温度を８０℃、内輪１０、１０の温度を８５℃、回転軸２の材質を鋼、ハウジング３の材質を鋳鉄とした。尚、dmn （玉１１、１２のピッチ円の直径dm（mm）と回転数n （r.p.m.）との積）は約１００万となる。又、ラジアル方向の荷重Ｆr は０とした。これらの条件は、スクリューコンプレッサ用玉軸受装置として一般的な条件である。そして、この様な条件によれば、第一、第二の玉軸受５ａ、６ａに適正なプラス隙間を付与する事で、dmn が７０〜２００万、更にはdmn が８０〜３００万と言った様な、超高速回転を連続して行なわせる事が可能となる。
【００３０】
第１表
【表１】
0003550712.tif 000002
【００３１】
又、上記した各条件のうち、回転速度（dmn ）及びラジアル荷重Ｆr とアキシャル荷重Ｆa との比（Ｆr ／Ｆa ）を変えて、これら各要素（dmn 、Ｆr ／Ｆa ）が玉軸受装置の疲れ寿命に及ぼす影響に就いて計算したところ、図６に示す様な結果が得られた。尚、この計算の前提条件として、負荷側の第一の玉軸受５ａの接触角は３０度、反負荷側の第二の玉軸受６ａの接触角は１５度とした。この図６で、Ｘ軸は上記ラジアル荷重Ｆr とアキシャル荷重Ｆa との比（Ｆr ／Ｆa ）を、Ｙ軸は回転速度（dmn ）を、Ｚ軸は前記図１〜２に示した従来構造の寿命Ｌ0 に対する寿命の比（Ｌ／Ｌ0 ）を、それぞれ表している。この図６の記載から明らかな通り、本発明の玉軸受装置によれば、回転速度（dmn ）が７０〜２００万、荷重比（Ｆr ／Ｆa ）が２以下（Ｆr ≦２Ｆa ）の範囲で顕著な効果を発揮する。
【００３２】
上述の計算結果から明らかな通り、反負荷側の第二の玉軸受６ａの接触角α2 を小さくした玉軸受装置は、玉１２と外輪軌道１４及び内輪軌道１５との間に滑りが生じない限り、従来の玉軸受装置に比べて大幅に寿命が長くなる。但し、上記表並びに図６に記載した寿命は、反負荷側の第二の玉軸受６ａを構成する玉１２の転動面と外輪軌道１４及び内輪軌道１５との間に滑りが発生しない場合の数値を示している。この滑りが発生しない限り、上記反負荷側の第二の玉軸受６ａの接触角α2 を小さくし、且つ第一、第二の玉軸受５ａ、６ａにプラス隙間を付与する事で、図１〜２に示した従来装置に比べて大幅な寿命延長を図れる。
【００３３】
更に、本発明の玉軸受装置の場合には、上記各玉１１、１２を保持器１６、１６により転動自在に保持している。各保持器１６、１６は、所謂もみ抜き保持器と呼ばれるもので、円筒状の主部１７、１７に玉１１、１２を転動自在に保持する為のポケット１８、１８を形成して成る。この様な保持器１６、１６は、それぞれ第一、第二の玉軸受５ａ、６ａを構成する外輪１３、１３の内側に、所謂外輪案内で装着している。図示の実施例の場合には、これら各保持器１６、１６の軸方向（図５の左右方向）一端部外周面と、外輪１３、１３の内周面片肩部、即ち外輪軌道１４、１４から外れた部分とを、微小隙間を介して互いに対向させて、所謂外輪片肩案内としている。
【００３４】
この様に、上記各保持器１６、１６の案内状態を外輪案内とする理由は、次の通りである。即ち、玉軸受装置としての一般的な使用状態、即ち、dmn が７０万以下で、且つ第一、第二の玉軸受５ａ、６ａに予圧が付与されて、運転時に振動の発生が少ない状態であれば、保持器１６、１６の案内条件を特に規制する必要はない。一方、本発明の対象となる、スクリューコンプレッサに組み込まれる玉軸受装置の場合には、dmn が７０万を上回る超高速領域で、プラスのアキシャル隙間を付与した状態で運転される。しかも、スクリューコンプレッサ特有のアキシャル荷重の変動により振動が多くなる。この様な使用状態で、上記各保持器１６、１６の案内面の摩耗を抑える為には、この保持器１６、１６の傾斜を抑える事ができる外輪案内とする事が必要である。
【００３５】
これに対して、これら保持器１６、１６を転動体案内、或は内輪案内とした場合には、運転時の遠心力等に基づいて（内輪１０及び外輪１３に比べて剛性が低い）保持器１６、１６の径が弾性的に広がる事に伴い、案内面の間隔が広がって、十分な案内を行なえなくなる。この状態でこれら保持器１６、１６に運転時の振動が加わると、保持器１６、１６の表面と相手面とが狭い面積で接触し、異常摩耗等の不都合の原因となる。外輪案内とした場合には、遠心力に伴って保持器１６、１６の径が広がる傾向となっても、案内面（保持器１６、１６の外周面及び外輪１３、１３の内周面）の間隔が広がる事はない。又、この案内面の間には潤滑油が存在する為、この案内面同士が直接擦れ合う事はない。従って、保持器１６、１６を外輪案内とする事で、上記案内面の異常摩耗を有効に防止できる。特に、図５に示す様な外輪片肩案内に代えて、図７に示した第二実施例の様に、外輪両肩案内とすれば、この効果はより確実になる。この第二実施例の場合には、保持器１６、１６を外輪両肩案内とする為に、各外輪軌道１４、１４を深溝型とするのに加えて、各内輪軌道１５、１５も深溝型としている。尚、保持器１６、１６として銅合金製の保持器を使用すれば、この保持器１６、１６の強度を高くして、保持器１６、１６の損傷防止を有効に図れる。
【００３６】
次に、図８は、本発明の第三実施例として、スクリューコンプレッサの回転軸２の支持部分のより具体化した構造を示している。回転軸２の外周面とハウジング３の内周面との間には、このハウジング３内に収納されたロータ１の側から順に、ラビリンスシール等の非接触型のシール、或はメカニカルシール等の接触型のシール等のシール装置１９と、ラジアル荷重を支承する為のころ軸受４と、本発明の玉軸受装置を構成する第一の玉軸受５ａ及び第二の玉軸受６ａとを、互いに直列に配設している。又、上記ころ軸受４の内輪２０と上記第一の玉軸受５ａとの間には間座７を、上記ころ軸受４の外輪２１と上記第一の玉軸受５ａの外輪１３との間にはノズルリング２２を、それぞれ挟持している。
【００３７】
上記ノズルリング２２の両側面内周寄り部分は、内周縁に向かう程互いに近づく方向に傾斜した、円錐凹面状の傾斜面としている。そして両傾斜面の円周方向１個所乃至は複数個所に、ノズル孔２３、２３を開口させている。各ノズル孔２３、２３は、上記傾斜面に対して垂直方向に形成している。上記傾斜面を設けるのは、傾斜方向のノズル孔２３、２３を形成する作業の容易化を図る為である。従って、これら各ノズル孔２３、２３は、直径方向斜め内方に向けて開口している。そして、これら各ノズル孔２３、２３には、上記ハウジング３及び上記ノズルリング２２内に形成した給油通路２４を介して、潤滑油を送り込み自在としている。
【００３８】一方、上記第一、第二の玉軸受５ａ、６ａに組み込まれた保持器１６ａ、１６ａの軸方向（図８の左右方向）両端部内周面は、端縁部に向かう程内径が大きくなる、円錐凹面状の傾斜面としている（請求項１１）。従って、上記各玉軸受５ａ、６ａを構成する内輪１０、１０の外周面と上記各保持器１６ａ、１６ａの内周面との間に存在する空間の、直径方向（図８の上下方向）に亙る幅寸法は、開口端部に向かう程大きくなる。この結果、上記ノズル孔２３から噴出する潤滑油を、上記第一、第二の玉軸受５ａ、６ａ内に送り込む効率が向上する。従って、これら各玉軸受５ａ、６ａにより構成される玉軸受装置が超高速で運転される場合にも、これら各玉軸受５ａ、６ａ内に十分量の潤滑油を取り込む事が可能となる。
【００３９】
ノズル孔２３が開口する方向、並びに上記各保持器１６ａ、１６ａの内周面の形状を上述の様にした理由は、次の通りである。即ち、本発明の玉軸受装置は、前述した従来装置に比べて寿命を大幅に延長する事ができる。従って、従来と同じ大きさで造った場合に要求寿命を大幅に上回る様な場合には、第一、第二の玉軸受５ａ、６ａの寸法系列を小さくして、内径を変える事なく外径を小さくする事ができる。これにより、玉軸受装置の小型化、低廉化が可能となるが、寸法系列の小さな玉軸受は内部空間が狭い。この為、スクリューコンプレッサで一般的に行なわれているジェット給油（高速回転に基づいて軸受の内部に発生する空気の壁を破って、軸受の内部に潤滑油を送り込む潤滑方法）を行ないにくくなる。そこで、上述の様なノズル孔２３、２３の開口方向と保持器１６ａ、１６ａの内周面形状とを採用する事により、上記ジェット給油を可能とする。
【００４０】
尚、上記ノズル孔２３の回転軸２に対する傾斜角度は、１５度程度が最適であるが、１０〜２０度の範囲で設定可能である。又、このノズル孔２３を有する、外輪間座としての機能を兼ね備えたノズルリング２２は、硬度が HRc５６〜６６（更に好ましくは HRc６０〜６２）の範囲の鋼材により造るのが好ましい。これは、スクリューコンプレッサの運転時に生じる特有の振動により、互いに当接するこのノズルリング２２の両側面と、ころ軸受４及び第一の玉軸受５ａの外輪２１、１３の端面とにフレッチング摩耗が発生する事を防止する為である。第一、第二の玉軸受５ａ、６ａをＤＦで組み合わせ、しかも各玉軸受５ａ、６ａにプラスの隙間を設ける点、保持器１６ａ、１６ａを外輪案内とする点等は、前述した第一〜二実施例と同様である。
【００４１】
尚、本発明の趣旨は、
▲１▼  反負荷側に配置される第二の玉軸受６ａの接触角を小さくする事で、上記第二の玉軸受６ａ部分で発生する内部アキシャル荷重の大きさを抑える点
▲２▼  第一、第二の玉軸受５ａ、６ａにプラスの隙間を設け、予圧に基づく発熱の増大や疲れ寿命の低下を抑える点
▲３▼  第一、第二の玉軸受５ａ、６ａをＤＦで配置する事で、上記プラス隙間の設定との併用により、回転軸２の傾斜に対する許容限度を高める点
▲４▼  保持器１６、１６ａを外輪案内とする事により、スクリューコンプレッサの様に超高速回転し、しかも運転時に振動が加わる様な場所でも安定した運転を可能にする点
にある。これら▲１▼〜▲４▼の特徴を備える事により本発明は、dmn が７０万〜２００万と言った高速回転で使用されるスクリューコンプレッサの回転軸２の支持を安定して行なえ、しかも実用的な耐久性を得られる。
【００４２】
但し、より高度の耐久性を得る為には、第一、第二の玉軸受５ａ、６ａの外輪軌道１４、１４、内輪軌道１５、１５の断面形状の曲率半径を工夫する事が好ましい。即ち、第一、第二の玉軸受５ａ、６ａにプラスの隙間を設け、しかも第二の玉軸受６ａを無負荷状態で運転した場合、この第二の玉軸受６ａを構成する玉１２が転動しにくくなって、この第二の玉軸受６ａ内で、滑りに基づく著しい摩耗が発生する事が考えられる。そこで、第二の玉軸受６ａの接触角を小さくする場合には、上記第二の玉軸受６ａの外輪軌道１４の断面形状の曲率半径ｒe2及び内輪軌道１５の断面形状の曲率半径ｒi2を、玉１２の外径ｄとの関係で規制する事により、上記寿命の短縮に結び付く様な滑りの発生を防止する事が好ましい。
【００４３】
即ち、第二の玉軸受６ａの接触角を小さくする場合には、図９に示す様に、第二の玉軸受６ａを構成する外輪１３の外輪軌道１４の断面形状の曲率半径ｒe2と、上記第二の玉軸受６ａを構成する内輪１０の内輪軌道１５の断面形状の曲率半径ｒi2と、この第二の玉軸受６ａを構成する玉１２の外径ｄとの関係を、
０．５３ｄ≦ｒe2≦０．５６ｄであり、且つ
０．５０５ｄ≦ｒi2≦０．５２ｄ
とする（請求項３）。
【００４４】
上記各軌道１４、１５の断面形状の曲率半径ｒe2、ｒi2を上述の範囲に規制する事により、これら各軌道１４、１５と玉１２の転動面との滑りを防止できる理由に就いて、図９により説明する。この図９の鎖線は、従来から一般的に知られたアンギュラ型玉軸受の外輪軌道１４ａの断面形状を表している。この一般的な玉軸受の場合、外輪軌道１４ａの断面形状の曲率半径ｒe2´は、同図に実線で示した、本実施例に於ける外輪軌道１４の断面形状の曲率半径ｒe2よりも小さい（ｒe2´＜ｒe2）。
【００４５】
一方、玉１２の転動面と上記各軌道１４ａ、１５との間にプラスの隙間を設けた場合には、遠心力に基づいて玉１２が直径方向外方（図９の上方）に変位する。そしてこの変位に基づいて、上記玉１２の転動面と外輪軌道１４ａとの接触点Ｐが、この外輪軌道１４ａの外方（内径が大きくなった部分）に移動する。そして、上記鎖線で示した従来形状の場合には、この接触点Ｐが正規の位置からｌだけ変位した時点で、上記玉２と外輪軌道１４ａとの接触角が０度になる。この様に接触角が０度になった状態では、この外輪軌道１４ａが上記玉１２を内輪軌道１５に向けて押圧する力が殆どなくなる。従って、玉１２の転動面と内輪軌道１５との接触圧が殆どなくなり、この玉１２は遠心力に基づいて上記外輪軌道１４ａに押し付けられたまま、殆ど転動しなくなる。この結果、この玉１２の転動面と内輪軌道１５との間で異常な滑りが発生し、これら転動面及び内輪軌道１５に著しい摩耗を発生する。
【００４６】
これに対して、第二の玉軸受６ａを構成する外輪１３内周面の外輪軌道１４の断面形状の曲率半径ｒe2を０．５３ｄ〜０．５６ｄと、内輪軌道１５の断面形状の曲率半径ｒi2（＝０．５０５ｄ〜０．５２ｄ）よりも大きくする（ｒe2＞ｒi2）と、上述の様な滑りに基づく著しい摩耗が発生しない。即ち、上記曲率半径ｒe2を大きくした事に伴い、玉１２の接触角が０度になる為には、上記接触点Ｐが正規の位置からＬ（＞ｌ）だけ変位しなければならなくなる。これに対して内輪軌道１５の断面形状の曲率半径ｒi2は比較的小さい為、上記玉１２がＬ分変位する以前に、この玉１２の転動面と上記内輪軌道１５とが当接する。この結果、上記玉１２が遠心力に基づいて直径方向外方に変位した場合でも、この玉１２の転動面と外輪軌道１４及び内輪軌道１５との当接状態が確保され、且つ、当接部に十分な面圧が作用する。従って、上記玉１２は玉軸受装置の運転に伴って転動する。この結果、この玉１２の転動面と内輪軌道１５との間に異常な滑りが発生する事を防止できて、前述した様な著しい摩耗の発生を確実に防止できる。
【００４７】
上述の説明から明らかな通り、プラス隙間を付与して無負荷状態で運転される第二の玉軸受６ａに、著しい摩耗に結び付く様な滑りが発生するのを防止する為には、内輪軌道１５の断面形状の曲率半径ｒi2を小さく、外輪軌道１４の断面形状の曲率半径ｒe2を大きくすれば良い。但し、軌道面の曲率半径は、玉１２の転動を円滑に行なわせる必要上、玉１２の外径ｄとの関係で、或る程度以上（０．５０５ｄ以上）確保する必要がある。従って、内輪軌道１５の断面形状の曲率半径ｒi2も、０．５０５ｄ以上としなければならない。一方、軌道面の曲率半径を大きくし過ぎると、当該軌道面と玉１２の転動面との接触面積が狭くなり、上記第二の玉軸受６ａに負荷が加わった場合、或は遠心力に基づいて玉１２が外輪軌道１４に押し付けられた場合に、当該接触部に加わる面圧が大きくなり過ぎて、この第二の玉軸受６ａの寿命を短くする原因となる。従って、上記外輪軌道１４の断面形状の曲率半径ｒe2を０．５６ｄを越えて大きくする事は好ましくない。
【００４８】
以上の説明から、内輪軌道１５の断面形状の曲率半径ｒi2は０．５０５ｄ以上（ｒi2≧０．５０５ｄ）とし、外輪軌道１４の断面形状の曲率半径ｒe2は０．５６ｄ以下（ｒe2≦０．５６ｄ）としなければならない事が解る。更に、上記滑りの発生を防止する為には、内輪軌道１５の断面形状の曲率半径ｒi2を外輪軌道１４の断面形状の曲率半径ｒe2よりも十分に小さくする（ｒi2＜ｒe2）必要がある事は、やはり前述の説明から明らかである。これらの理由から、第二の玉軸受６ａの接触角を小さくし、しかも滑りに基づく耐久性低下を確実に防止するのであれば、上記各曲率半径ｒi2、ｒe2を、次の範囲に規制する事が好ましい。
【００４９】
０．５０５ｄ≦ｒi2≦０．５２ｄ
０．５３ｄ≦ｒe2≦０．５６ｄ    （請求項３）
更に好ましくは、
０．５０５ｄ≦ｒi2＜０．５１ｄ
０．５３ｄ＜ｒe2≦０．５６ｄ
とする（請求項４）。
そして、最も好ましい値は、
ｒi2＝０．５０５ｄ
ｒe2＝０．５４ｄ
である（請求項５）。上記各曲率半径ｒi2、ｒe2をこの様な範囲に規制する事で、玉１２の転動面と内輪軌道１５及び外輪軌道１４との当接部の接触面圧を低く抑えつつ、前述した様な滑りに基づく異常摩耗の発生を防止できる。
【００５０】
更に、運転時に負荷を受けつつ回転する第一の玉軸受５ａの内輪軌道１５及び外輪軌道１４の断面形状の曲率半径を規制する事で、プラス隙間を付与して無負荷状態で運転される第二の玉軸受６ａに滑りが発生する可能性を、より少なくできる。この理由に就いて図１０により説明する。上記滑りは、第二の玉軸受６ａを構成する玉１２が遠心力に基づいて外輪軌道１４の大径側に変位し、しかもこの玉１２の転動面と内輪軌道１５との当接圧が零若しくは零に近くなった状態で発生する。従って、上記滑りの発生を防止する為には、上記第二の玉軸受６ａを構成する内輪１０外周面の内輪軌道１５が、玉１２から離れる方向（図１０の左方向）に変位するのを防止する事が効果がある。一方、この内輪１０は、上記第一の玉軸受５ａに加わるアキシャル荷重が大きい場合には、この第一の玉軸受５ａを構成する玉１１の転動面と外輪軌道１４及び内輪軌道１５との当接部分の弾性変形に基づいて、図１０の左方向に変位する。この事から明らかな通り、負荷状態で運転される第一の玉軸受５ａの弾性変形を少なく抑える事が、無負荷状態で運転される第二の玉軸受６ａの滑り防止に効果がある。
【００５１】
上記弾性変形を少なく抑える為には、上記第一の玉軸受５ａの外輪軌道１４の断面形状の曲率半径ｒe1と、内輪軌道１５の断面形状の曲率半径ｒi1とを、この第一の玉軸受５ａを構成する玉１１の外径ｄ´（本実施例の場合にはｄ´＝ｄ）の１／２に近づける（但し、前述した理由で０．５０５ｄ´以上）事が効果がある。但し、上記両曲率半径ｒe1、ｒi1を何れも上記外径ｄ´の１／２に近づけると、外輪１３の中心軸と内輪１０の中心軸とが傾斜した場合に、玉１１の転動面と外輪軌道１４及び内輪軌道１５との接触部分に無理な力が加わり、上記第一の玉軸受５ａが破損し易くなる。前述の様に、本発明の玉軸受装置が組み込まれるスクリューコンプレッサの場合、上記内輪１０を外嵌した回転軸２（図１、３、５、７、８）が傾斜し易い為、この様な事態を避けるべく、上記各曲率半径ｒe1、ｒi1を或る程度大きくする必要がある。
【００５２】
そこで、本実施例の場合には、回転軸２の傾斜により第一の玉軸受５ａが破損する事を防止しつつ、上記第一の玉軸受５ａを構成する内輪１０が図１０の左方向に変位する事を防止する為、上記曲率半径ｒe1、ｒi1を、次の（１）〜（３）の条件を満たす様に規制する（請求項６）。
ｒi1≦ｒe1                −−−  （１）
ｒi1≦０．５２ｄ´        −−−  （２）
ｒi1＋ｒe1≧１．０３ｄ´  −−−  （３）
【００５３】
上記（１）〜（３）の条件の内、（１）（２）の条件は、玉１２の転動面と内輪軌道１５との当接部の弾性変形を小さくして（当接部の接触面積を広くして）、内輪１０が図１０の左方向に変位する事を防止する為に必要である。又、（３）の条件は、回転軸２が傾斜した場合に、第一の玉軸受５ａに無理な応力が加わる事を防止する為に必要である。接触角α2 が小さく、無負荷状態で運転される第二の玉軸受６ａの外輪軌道１４及び内輪軌道１５の断面形状の曲率半径ｒe2、ｒi2を前述の様に規制するだけでなく、接触角α1 が大きく、負荷状態で運転される第一の玉軸受５ａの断面形状の曲率半径ｒe1、ｒi1を上述の様に規制する事で、これら第一、第二の玉軸受５ａ、６ａを組み合わせて成る玉軸受装置の寿命を、前記従来の玉軸受装置に比べて大幅に延長できる。
【００５４】
尚、玉軸受装置を構成する第一の玉軸受５ａの計算寿命Ｌ5aと第二の玉軸受６ａの計算寿命Ｌ6aとの関係は、３Ｌ5a≦Ｌ6aとする事が、これら両玉軸受５ａ、６ａを組み合わせて成る玉軸受装置の計算寿命ＬT を確保する面から好ましい。この理由は次の通りである。複数の玉軸受を組み合わせて成る玉軸受装置の計算寿命は、最も計算寿命が短い玉軸受（短寿命軸受）の計算寿命と一致するのではなく、これよりも短くなる事、計算寿命の長い玉軸受（長寿命軸受）の計算寿命に影響される事、更には長寿命軸受の計算寿命が長くなる程、玉軸受装置の計算寿命ＬT が短寿命軸受の計算寿命に近づく事は、従来から知られている。
【００５５】
一方、使用時にアキシャル荷重を受ける第一の玉軸受５ａの計算寿命Ｌ5aを長くする事は難しい反面、この様なアキシャル荷重を受けない第二の玉軸受６ａの計算寿命Ｌ6aを長くする事は容易である。従って、本発明の玉軸受装置の場合には、第一の玉軸受５ａの計算寿命Ｌ5aを短寿命軸受の計算寿命と考え、第二の玉軸受６ａの計算寿命Ｌ6aを長寿命軸受の計算寿命と考える事ができる。そこで、これら第一、第二の玉軸受５ａ、６ａの計算寿命Ｌ5a、Ｌ6aの比（Ｌ6a／Ｌ5a）と、これら両玉軸受５ａ、６ａを組み合わせて成る玉軸受装置の計算寿命ＬT と上記第一の玉軸受５ａの計算寿命Ｌ5aとの比との関係を示すと、図１１の様になる。この図１１は、従来から知られた組み合わせ軸受の計算寿命を求める為の計算式に基づいて描いたものである。この図１１から明らかな通り、第二の玉軸受６ａの計算寿命Ｌ6aを第一の玉軸受５ａの計算寿命Ｌ5aの３倍以上にすれば、玉軸受装置の計算寿命ＬT を第一の玉軸受５ａの計算寿命Ｌ5aの８０％以上にできる（請求項１０）。
【００５６】
勿論、第二の玉軸受６ａの計算寿命Ｌ6aを第一の玉軸受５ａの計算寿命Ｌ5aに比べて大幅に長くすれば、上記玉軸受装置の計算寿命ＬT を第一の玉軸受５ａの計算寿命Ｌ5aに、より近づける事ができる。但し、第二の玉軸受６ａの計算寿命Ｌ6aを第一の玉軸受５ａの計算寿命Ｌ5aの３倍を大幅に越えて延長しても、計算寿命Ｌ6aを伸ばす事に要するコストに比べて、それにより得られる玉軸受装置の計算寿命ＬT の延長効果は少ない。従って、全体のコストを考えた場合、第二の玉軸受６ａの計算寿命Ｌ6aは、上記第一の玉軸受５ａの計算寿命Ｌ5aの３倍を上回る程度にする事が適当である。
【００５７】
更に、図示は省略したが、反負荷側の第二の玉軸受を構成する玉の数を、負荷側の第一の玉軸受を構成する玉の数よりも少なくする事で、上記内部アキシャル荷重を小さくする事もできる（請求項７）。玉の数を減らす事で負荷容量は小さくなるが、第二の玉軸受に加わる負荷は小さいので、玉の数を減らした場合でも、実用上十分な耐久性を確保できる。この様に第二の玉軸受を構成する玉の数ｍを第一の玉軸受を構成する玉の数ｎよりも少なく（ｍ＜ｎ）する場合、上記少ない数ｍを多い数ｎの７０〜８０％（ｍ＝（０．７〜０．８）ｎ）に規制する事が好ましい（請求項９）。８０％を越える数の玉を組み込んだ場合には、内部アキシャル荷重を低減する効果が不十分になる。反対に、７０％に満たない場合には、隣り合う玉の間隔が広くなり過ぎて、円滑な回転を妨げてしまう。この様に、反負荷側の第二の玉軸受を構成する玉の数を、負荷側の第一の玉軸受を構成する玉の数よりも少なくする技術は、本発明と組み合わせて実施できる他、本発明とは独立した形でも実施できる（請求項８）事は明らかである。
【００５８】
尚、図示の実施例は何れも、１対のアンギュラ型玉軸受をＤＦで組み合わせた例に就いて示したが、運転時にアキシャル荷重Ｆa を支承する第一の玉軸受を複数個、互いに並列に設け、これら複数個の第一の玉軸受とアキシャル荷重Ｆa を支承しない１個の第二の玉軸受とを、ＤＦで組み合わせる事もできる（請求項１２）。
【００５９】
【発明の効果】
本発明は、以上に述べた通り構成され作用する為、外部アキシャル荷重に対する負荷容量を十分に確保しつつ、内部アキシャル荷重の低減を図って、玉軸受装置の耐久性向上を図れる。しかも、回転軸の傾斜に対する許容度も大きく、且つ滑りに伴う異常摩耗も確実に防止できる為、より優れた耐久性を確実に得る事ができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】従来装置を示す断面図。
【図２】同じく要部断面図。
【図３】既知の刊行物に基づいて考えた玉軸受装置の断面図。
【図４】同じく要部断面図。
【図５】本発明の第一実施例を示す要部断面図。
【図６】回転速度並びにアキシャル荷重とラジアル荷重との比が玉軸受装置の寿命に及ぼす影響を示す線図。
【図７】同第二実施例を示す要部断面図。
【図８】同第三実施例を示す断面図。
【図９】第二の玉軸受の断面を、軌道の曲率半径を誇張して示す断面図。
【図１０】反負荷側の玉軸受に滑りが発生する状態を示す、図４と同様の断面図。
【図１１】第一の玉軸受の計算寿命と第二の玉軸受の計算寿命との比と、これらが組み合わされて成る玉軸受装置の計算寿命と第一の玉軸受の計算寿命との比との関係を示す線図。
【符号の説明】
１  ロータ
２  回転軸
３  ハウジング
４  ころ軸受
５、５ａ  第一の玉軸受
６、６ａ  第二の玉軸受
７、８  間座
９  抑え金
１０  内輪
１１、１２  玉
１３  外輪
１４、１４ａ  外輪軌道
１５  内輪軌道
１６、１６ａ  保持器
１７  主部
１８  ポケット
１９  シール装置
２０  内輪
２１  外輪
２２  ノズルリング
２３  ノズル孔
２４  給油通路
２５  隙間
【図１】
0003550712.tif 000003
【図２】
0003550712.tif 000004
【図３】
0003550712.tif 000005
【図４】
0003550712.tif 000006
【図５】
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【図６】
0003550712.tif 000008
【図７】
0003550712.tif 000009
【図８】
0003550712.tif 000010
【図９】
0003550712.tif 000011
【図１０】
0003550712.tif 000012
【図１１】
0003550712.tif 000013