(57)【要約】【課題】発熱を抑えると共に安定した寿命を有し、かつ軸方向のコンパクト化のニーズに対応したプーリ支持軸受を提供する。【解決手段】プーリ支持軸受１１は、プーリの内径面に嵌合して、プーリを回転自在に支持する密封型複列アンギュラ玉軸受である。具体的には、複列の内輪軌道溝１２ａを有し、内径寸法ｄ１が、ｄ１≧３０ｍｍの内輪１２と、複列の外輪軌道溝１３ａを有し、外径寸法ｄ２が４５ｍｍ≦ｄ２≦６５ｍｍ、軸方向寸法ｌがｌ＜１８ｍｍ、０．１９≦ｌ/ｄ２＜０．３９の外輪１３と、内輪軌道溝１２ａおよび外輪軌道溝１３ａの間に配置される、直径Ｄｂが２ｍｍ≦Ｄｂ＜４ｍｍの複数の玉１４と、内輪１２および外輪１３の間に配置されて、軸受内部空間を密封する密封部材１６とを備える。そして、玉１４と内輪軌道溝１２ａおよび外輪軌道溝１３ａとの接触角αは、５°≦α≦１５°を満たす。【選択図】図１
2008202732.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
プーリの内径面に嵌合して、プーリを回転自在に支持する密封型複列アンギュラ玉軸受であって、
外径面に複列の内輪軌道溝を有し、内径寸法ｄ１が、ｄ１≧３０ｍｍの内輪と、
内径面の前記内輪軌道溝に対面する位置に複列の外輪軌道溝を有し、外径寸法ｄ２が４５ｍｍ≦ｄ２≦６５ｍｍ、軸方向寸法ｌがｌ＜１８ｍｍ、０．１９≦ｌ/ｄ２＜０．３９の外輪と、
前記内輪軌道溝および前記外輪軌道溝の間に配置される、直径Ｄｂが２ｍｍ≦Ｄｂ＜４ｍｍの複数の玉と、
前記内輪および前記外輪の間に配置されて、軸受内部空間を密封する密封部材とを備え、
前記玉と、前記内輪軌道溝および前記外輪軌道溝との接触角αは、５°≦α≦１５°を満たす、密封型複列アンギュラ玉軸受。
【請求項２】
前記内輪軌道溝の曲率半径をＲｉ、前記外輪軌道溝の曲率半径をＲｏとすると、
０．５１≦Ｒｉ／Ｄｂ≦０．５３、かつ、０．５３≦Ｒｏ／Ｄｂ≦０．５５を満たす、請求項１に記載の密封型複列アンギュラ玉軸受。
【請求項３】
プーリと、
前記プーリの軸方向一方側に配置されて、回転軸に固定連結される磁性環状板と、
前記プーリの他方側の前記磁性環状板に対面する位置に固定されるソレノイドと、
前記プーリを回転自在に支持する請求項１または２に記載の密封型複列アンギュラ玉軸受とを備え、
前記ソレノイドの通電状態においては、前記プーリと前記磁性環状板とが当接して、前記プーリの回転を回転軸に伝達し、
前記ソレノイドの非通電状態においては、前記プーリと前記磁性環状板とが分離して、前記プーリの回転を回転軸に伝達しない、電磁クラッチ。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
この発明は、密封型複列アンギュラ玉軸受、特に、電磁クラッチのプーリを支持する密封型複列アンギュラ玉軸受に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
自動車用空気調和装置等に組み込んで冷媒を圧縮する従来のコンプレッサは、例えば、特開平１１−２８０６４４号（特許文献１）に記載されている。また、同公報に記載されているコンプレッサは、エンジンの駆動力によって回転軸を回転させるので、エンジンとコンプレッサとの機械的な連結を制御する装置として電磁クラッチが採用されることが多い。
【０００３】
電磁クラッチは、転がり軸受によって回転自在に支持され、無端ベルトによってエンジンと接続されているプーリと、プーリの一方側端面と所定の隙間を設けて配置され、コンプレッサの回転軸に固定される磁性環状板と、プーリを挟んで磁性環状板と対向する位置に固定されるソレノイドとを有する。また、プーリを回転自在に支持する転がり軸受としては、深溝玉軸受、３点接触玉軸受、４点接触玉軸受、および複列アンギュラ玉軸受等が使用されることが多い。
【０００４】
上記構成の電磁クラッチは、ソレノイドの非通電時にはプーリと磁性環状板とが離れた状態となってプーリの回転を回転軸に伝達しない。一方、ソレノイドの通電時にはソレノイドの吸着力によって磁性環状板がプーリに当接してプーリの回転を回転軸に伝達する。
【特許文献１】特開平１１−２８０６４４号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
上記構成の電磁クラッチにおいて、プーリを支持する転がり軸受には、無端ベルトの張力に起因するラジアル荷重やプーリの軸方向中央部を通る仮想線と転がり軸受の軸方向中央部を通る仮想線との距離（以下「オフセット」という）に起因するモーメント荷重が負荷される。特に、近年のコンプレッサの軽量化、コンパクト化や高速化に伴い、電磁クラッチの高速化が進んでいることから、転がり軸受に負荷される荷重も大きくなっている。
【０００６】
ここで、単列の深溝玉軸受はモーメント荷重に対する剛性が低い。また、３点接触玉軸受や４点接触玉軸受は、単列の深溝玉軸受よりもモーメント荷重に対する剛性が高いとはいえ、必ずしも十分とは言えない場合がある。この結果、運転時に振動並びに騒音を発生し易くなる他、耐久性確保が難しくなる。また、単列の４点接触玉軸受においては、オフセットが大きくなると接触角の変化およびボールのすべり率が大きくなり、その結果、グリース寿命が著しく低下する。
【０００７】
一方、モーメント荷重に対する軸受の剛性を向上させる方法としては、例えば、軸受接触角を大きくして、軸受スパンを広くすることが有効である。しかし、接触角を大きくすると、軸受回転時のトルク損失が増大し、それに伴って発熱量も増加する。また、発熱を抑制するためには、内外輪の軌道溝曲率半径を大きくすることが効果的である。しかし、軌道溝曲率半径を大きくしすぎると、接触面圧が増大して短寿命となるという問題がある。
【０００８】
そこで、この発明の目的は、発熱を抑えると共に安定した寿命を有し、かつ軸方向のコンパクト化のニーズに対応したプーリ支持軸受、およびこのようなプーリ支持軸受を採用した電磁クラッチを提供することである。
【課題を解決するための手段】
【０００９】
この発明に係る密封型複列アンギュラ玉軸受は、プーリの内径面に嵌合して、プーリを回転自在に支持するプーリ支持軸受である。具体的には、外径面に複列の内輪軌道溝を有し、内径寸法ｄ１が、ｄ１≧３０ｍｍの内輪と、内径面の内輪軌道溝に対面する位置に複列の外輪軌道溝を有し、外径寸法ｄ２が４５ｍｍ≦ｄ２≦６５ｍｍ、軸方向寸法ｌがｌ＜１８ｍｍ、０．１９≦ｌ/ｄ２＜０．３９の外輪と、内輪軌道溝および外輪軌道溝の間に配置される、直径Ｄｂが２ｍｍ≦Ｄｂ＜４ｍｍの複数の玉と、内輪および外輪の間に配置されて、軸受内部空間を密封する密封部材とを備える。そして、玉と内輪軌道溝および外輪軌道溝との接触角αは、５°≦α≦１５°を満たす。
【００１０】
上記構成とすることにより、無端ベルトの張力に起因するラジアル荷重を適切に支持することができると共に、オフセットに起因するモーメント荷重が負荷される環境でも長寿命のプーリ支持軸受を得ることができる。また、接触角αを上記の範囲に設定することにより、軸受回転時のトルク損失を低減することができる。
【００１１】
好ましくは、内輪軌道溝の曲率半径をＲｉ、外輪軌道溝の曲率半径をＲｏとすると、０．５１≦Ｒｉ／Ｄｂ≦０．５３、かつ、０．５３≦Ｒｏ／Ｄｂ≦０．５５を満たす。
【００１２】
軌道溝曲率転動体径比（「Ｒｉ／Ｄｂ」および「Ｒｏ/Ｄｂ」を指す）が大きい程、軸受回転時のトルク損失は小さくなる。一方、軌道溝曲率転動体径比が小さい程、軸受寿命が長寿命となる。そこで、軌道溝曲率転動体径比を上記の範囲内に設定することにより、従来と同等の軸受寿命を確保しつつ、トルク損失を低減することができる。
【００１３】
この発明に係る電磁クラッチは、プーリと、プーリの軸方向一方側に配置されて、回転軸に固定連結される磁性環状板と、プーリの他方側の磁性環状板に対面する位置に固定されるソレノイドと、プーリを回転自在に支持する上記のいずれかの密封型複列アンギュラ玉軸受とを備える。そして、ソレノイドの通電状態においては、プーリと磁性環状板とが当接して、プーリの回転を回転軸に伝達し、ソレノイドの非通電状態においては、プーリと磁性環状板とが分離して、プーリの回転を回転軸に伝達しない。上記構成の密封型複列アンギュラ玉軸受をプーリを支持する軸受として採用することにより、長寿命で信頼性の高い電磁クラッチを得ることができる。
【発明の効果】
【００１４】
この発明によれば、接触角、および軌道溝曲率転動体径比を最適化することで、従来と同等の軸受寿命を確保しつつトルク損失を低減し、さらに軸方向寸法をコンパクト化した密封型複列アンギュラ玉軸受、およびこのような密封型複列アンギュラ玉軸受をプーリを支持する軸受として採用することで、長寿命で信頼性の高い電磁クラッチを得ることができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１５】
図１〜図４を参照して、この発明の一実施形態に係るプーリ支持軸受を説明する。なお、図１はプーリ支持軸受１１を示す図、図２はプーリ支持軸受１１を採用したコンプレッサ２１を示す図、図３および図４は電磁クラッチ３２の部分拡大図である。
【００１６】
まず、図２を参照して、コンプレッサ２１は、ケーシング２２と、回転軸２９と、斜板３０と、ピストン３１と、電磁クラッチ３２とを備える。このコンプレッサ２１は、自動車用空気調和装置の蒸気圧縮式冷凍機等に組み込まれる。
【００１７】
ケーシング２２は、低圧室２６および高圧室２７を有するヘッドケース２３と、ピストン３１が往復運動する複数のシリンダ２８を有するシリンダケース２４と、斜板３０を収容する斜板ケース２５とをボルト（図示省略）によって固定している。
【００１８】
低圧室２６は、ヘッドケース２３に設けられた吸入ポート（図示省略）と、各シリンダ２８に連通する吸入孔２６ａと、吸入孔２６ａから冷媒蒸気の逆流を防止する弁２６ｂとを有する。また、吸入ポートは蒸気圧縮式冷凍機を構成するエバポレータ（図示省略）の出口に連通する。そして、吸入ポートから吸入した冷媒蒸気を吸入孔２６ａを通じてシリンダ２８に供給する。
【００１９】
一方、高圧室２７は、ヘッドケース２３に設けられた吐出ポート（図示省略）と、シリンダ２８に連通する吐出口２７ａと、吐出口２７ａから冷媒蒸気の逆流を防止する弁２７ｂとを有する。また、吐出ポートは蒸気圧縮式冷凍機を構成するコンデンサ（図示省略）の入り口に連通する。そして、ピストン３１によって圧縮されたシリンダ２８内部の冷媒蒸気が吐出口２７ａを通じて高圧室２７に供給される。
【００２０】
回転軸２９は、ケーシング２２および電磁クラッチ３２に連通し、ラジアル針状ころ軸受２９ａおよびスラスト針状ころ軸受２９ｂによって、シリンダケース２４および斜板ケース２５の２箇所で回転自在に支持されている。また、斜板ケース２５の内部で斜板３０を保持している。
【００２１】
斜板３０は、回転軸２９の回転軸線に直交する平面に対して所定角度傾いた状態で回転軸２９に固定連結されている。また、その円周上の複数箇所にはピストン３１がスライディングシュー３０ａによって連結されている。
【００２２】
ピストン３１は、斜板３０に連結されており、回転軸２９の回転に伴って、シリンダ２８の内部を軸線方向（図２中の左右方向）に往復運動する。また、シリンダ２８とピストン３１と囲まれる領域には、冷媒蒸気を圧縮する圧縮室２８ａが形成されている。
【００２３】
電磁クラッチ３２は、プーリ３３と、ソレノイド３４と、磁性環状板３５と、プーリ支持軸受１１とを有する。
【００２４】
プーリ３３は、外径面に無端ベルト３３ａを保持する溝３３ｂと、一方側端面にソレノイド３４を収容する凹部３３ｃとを有し、プーリ支持軸受１１によってケーシング２２に回転自在に支持されている。
【００２５】
ソレノイド３４は、凹部３３ｃの内部に所定の隙間を設けた状態で配置されており、ケーシング２２に固定されている。磁性環状板３５は、磁性材料によって形成された円環形状の部材であって、プーリ３３を挟んでソレノイド３４と対面するように配置されている。また、板ばね３５ａによって回転軸２９に固定されている。この板ばね３５ａは、磁性環状板３５をプーリ３３から遠ざける方向に付勢する。
【００２６】
次に図１を参照して、プーリ支持軸受１１は、外径面に複列の内輪軌道溝１２ａを有する内輪１２と、内径面の内輪軌道溝１２ａに対面する位置に複列の外輪軌道溝１３ａを有する外輪１３と、内輪軌道溝１２ａおよび外輪軌道溝１３ａの間に配置される複数の玉１４と、隣接する玉１４の間隔を保持する保持器１５と、軸受内部空間（「内輪１２の外径面と外輪１３の内径面との間の空間」を指す）を密封する密封部材としての密封シール１６とを備える密封型複列アンギュラ玉軸受である。
【００２７】
上記構成のプーリ支持軸受１１において、右側の軌道面における玉１４と内輪１２および外輪１３との接触点を結んだ直線Ｌ１（「内輪１２および外輪１３から玉１４に伝えられる力の方向に延びる直線」を指す）と、プーリ支持軸受１１の回転軸線に垂直な直線Ｌ０とのなす接触角αを５°≦α≦１５°の範囲内に設定する。同様に、左側の軌道面における玉１４と内輪１２および外輪１３との接触点を結んだ直線（図示省略）と、直線Ｌ０とのなす接触角も上記の範囲内とする。これにより、軸受回転時のトルク損失を低減することができる。
【００２８】
また、内輪軌道溝１２ａの曲率半径をＲｉ、外輪軌道溝１３ａの曲率半径をＲｏ、玉１４の直径をＤｂとすると、軌道溝曲率転動体径比を０．５１≦Ｒｉ／Ｄｂ≦０．５３、かつ、０．５３≦Ｒｏ／Ｄｂ≦０．５５の範囲内に設定する。これにより、従来と同等の軸受寿命を確保しつつ、トルク損失を低減することができる。
【００２９】
なお、このプーリ支持軸受１１は、内輪１２の内径寸法ｄ１がｄ１≧３０ｍｍ、外輪１３の外径寸法ｄ２が４５ｍｍ≦ｄ２≦６５ｍｍ、軸方向寸法ｌがｌ＜１８ｍｍ、０．１９≦ｌ/ｄ２＜０．３９、玉１４の直径Ｄｂが２ｍｍ≦Ｄｂ＜４ｍｍの範囲内に設定されている。なお、この実施形態においては、内輪１２と外輪１３との軸方向寸法は同一である。
【００３０】
次に、図２〜図４を参照して、上記構成のコンプレッサ２１の動作を説明する。まず、無端ベルト３３ａはエンジン（図示省略）によって回転駆動される駆動プーリ（図示省略）に掛け渡されている。そのため、プーリ３３は、エンジンの回転に伴って回転する。
【００３１】
図３を参照して、ソレノイド３４の非通電時には、プーリ３３と磁性環状板３５との間には隙間が形成されている。その結果、プーリ３３の回転は回転軸２９に伝達されない。
【００３２】
一方。図４を参照して、ソレノイド３４の通電時には、ソレノイド３４の吸着力によって磁性環状板３５が板ばね３５ａに逆らってプーリ３３に当接する。その結果、プーリ３３の回転が磁性環状板３５を介して回転軸２９に伝達される。なお、図３および図４の斜線部分は回転部分を指す。
【００３３】
回転軸２９が回転すると、斜板３０に取り付けられたピストン３１がシリンダ２８の内部を往復運動する。ピストン３１が圧縮室２８ａの容積を大きくする方向（図２中の左方向）に移動すると、弁２６ｂが開放されて冷媒蒸気が低圧室２６から吸入孔２６ａを通って圧縮室２８ａに移動する。このとき、弁２７ｂは閉鎖されて高圧室２７内の冷媒蒸気が圧縮室２８ａに逆流するのを防止している。
【００３４】
次に、ピストン３１が圧縮室２８ａの容積を小さくする方向（図２中の右方向）に移動すると、ピストン３１が圧縮室２８ａ内の冷媒蒸気を圧縮すると共に、弁２７ｂが開放されて圧縮された冷媒蒸気が吐出口２７ａを通って高圧室２７に移動する。このとき、弁２６ｂは閉鎖されて圧縮室２８ａ内の冷媒蒸気が低圧室２６に逆流するのを防止している。
【００３５】
上記構成とすることにより、エンジンの駆動力を利用して冷媒蒸気を圧縮することが可能となる。ここで、電磁クラッチ３２は、無端ベルト３３ａとプーリ３３との間での滑りを防止して確実に動力伝達を行うために、無端ベルト３３ａの張力を大きくしている。そのため、プーリ３３を支持するプーリ支持軸受１１には、無端ベルト３３ａの張力に起因するラジアル荷重やオフセットに起因するモーメント荷重が負荷される。そこで、プーリ支持軸受１１を図１に示すような寸法関係の複列のアンギュラ玉軸受とすることによって、プーリ３３から負荷される荷重を適切に支持することができる。
ここで、回転軸２９の回転数はプーリ３３の外径寸法に依存するので、コンプレッサ２１に必要な回転数を確保する観点からプーリ３３の外径寸法を自由に設定することはできない。また、プーリ３３の内径寸法はプーリ３３の強度等を考慮して決定されるので、外径寸法が決まれば自ずと内径寸法も決まる。
【００３６】
その結果、プーリ支持軸受１１は、設計時においてケーシング２２に嵌合する内輪１２の内径寸法より、プーリ３３に嵌め込まれる外輪１３の外径寸法の制約が大きい。そこで、制約の大きい外輪１３の外径寸法ｄ２と軸方向寸法ｌとの関係を最適化することにより、軸受機能を最大限に発揮させることができる。
【００３７】
なお、上記の実施形態におけるプーリ支持軸受１１は、隣接する玉１４の間隔を保持する保持器１５を有する例を示したが、これに限ることなく、保持器１５を省略した総ころ軸受であってもよい。
【００３８】
また、上記の実施形態における電磁クラッチ３２は、エンジンとコンプレッサ２１との機械的な連結を制御するために用いられた例を示したが、これに限ることなく、任意の用途に用いることができる。さらに、上記の実施形態におけるプーリ支持軸受１１は、電磁クラッチ３２のプーリ３３を支持するために用いられた例を示したが、これに限ることなく、無段変速機（ＣＶＴ）等の任意の用途に用いることができる。
【００３９】
次に、この発明の効果を確認するための試験について説明する。試験では、接触角または軌道溝曲率転動体径比を変更した複数の軸受を用いて、回転速度と回転トルク比との関係を測定した。なお、図５は接触角を変更した６種類の軸受を用いて行った試験の結果を示す図、図６は軌道溝曲率転動体径比を変更した７種類の軸受を用いて行った試験の結果を示す図である。
【００４０】
まず、この発明に係るプーリ支持軸受として、実施例１（接触角α＝５°、図５中「■」で示す）、実施例２（α＝１０°、図５中「▲」で示す）、実施例３（α＝１５°、図５中「×」で示す）、実施例４（α＝２０°、図５中「＊」で示す）、および実施例５（α＝２５°、図５中「●」で示す）と、従来のプーリ支持軸受（図５中「◆」で示す）とを用いて、５０００，７０００，９０００，１１０００，１３０００（ｒ／ｍｉｎ）の各回転速度における回転トルク比を測定した。結果を図５に示す。
【００４１】
図５を参照して、接触角αが小さい程、回転トルク比が小さくなる傾向があった。また、従来のプーリ支持軸受と実施例４（α＝２０°）との回転トルク比はほぼ同等であって、接触角αがそれ以下（５°、１０°、１５°）の実施例１〜３の回転トルク比は、従来のプーリ支持軸受を下回った。
【００４２】
これにより、軸受回転時のトルク損失を低減する観点からは、接触角αを１５°以下とするのが望ましい。一方、接触角αが小さくなりすぎると、軸受スパンが狭くなりモーメント荷重に対する剛性が低下する。したがって、軸受のモーメント荷重に対する剛性を維持する観点からは、接触角αを５°以上とするのが望ましい。
【００４３】
次に、この発明に係るプーリ支持軸受として、実施例１（Ｒｉ／Ｄｂ=０．５２、Ｒｏ／Ｄｂ＝０．５４、図６中「■」で示す）、実施例２（Ｒｉ／Ｄｂ=０．５１、Ｒｏ／Ｄｂ＝０．５４、図６中「▲」で示す）、実施例３（Ｒｉ／Ｄｂ=０．５２、Ｒｏ／Ｄｂ＝０．５３、図６中「×」で示す）、実施例４（Ｒｉ／Ｄｂ=０．５２、Ｒｏ／Ｄｂ＝０．５２、図６中「＊」で示す）、実施例５（Ｒｉ／Ｄｂ=０．５１、Ｒｏ／Ｄｂ＝０．５３、図６中「●」で示す）、および実施例６（Ｒｉ／Ｄｂ=０．５１、Ｒｏ／Ｄｂ＝０．５２、図６中「＋」で示す）と、従来のプーリ支持軸受（図６中「◆」で示す）とを用いて、５０００，７０００，９０００，１１０００，１３０００（ｒ／ｍｉｎ）の各回転速度における回転トルク比を測定した。結果を図６に示す。
【００４４】
図６を参照して、まず、内輪軌道溝曲率転動体径比（Ｒｉ／Ｄｂ）が相対的に大きい軸受（実施例１，３，４）は、他の軸受（実施例２，５，６）と比較して回転トルク比が小さくなっていた。また、実施例１，３，４を比較すると、外輪軌道溝曲率転動体径比（Ｒｏ／Ｄｂ）が大きい程、回転トルク比が小さくなっていた。同様に、実施例２，５，６を比較すると、外輪軌道溝曲率転動体径比（Ｒｏ／Ｄｂ）が大きい程、回転トルク比が小さくなっていた。
【００４５】
これにより、軌道溝曲率転動体径比（Ｒｉ／Ｄｂ、Ｒｏ／Ｄｂ）が大きい程、軸受回転時のトルク損失が小さくなることが確認された。また、実施例１，３は、従来のプーリ支持軸受より回転トルク比が小さく、その差は回転数が高くなる程顕著となる傾向があった。したがって、トルク損失を低減する観点からは、Ｒｉ／Ｄｂ≧０．５２、Ｒｏ／Ｄｂ≧０．５３とするのが望ましい。
【００４６】
次に、接触角および軌道溝曲率転動体径比を変更したときの軸受寿命を測定する試験を行った。表１は接触角α＝５°、表２は接触角α＝１０°としたときの従来のプーリ支持軸受に対する軸受寿命比を示す表である。なお、Ｒｉ／Ｄｂを０．５１，０．５２，０．５３，０．５４、Ｒｏ／Ｄｂを０．５１，０．５２，０．５３，０．５４とした計１６種類の軸受について試験を行った。また、軸受中心からオフセット６ｍｍの位置に２０００（Ｎ）のラジアル荷重を負荷した状態で試験を行った。結果を表１および表２に示す。
【００４７】
【表１】
2008202732.tif 000003
【００４８】
【表２】
2008202732.tif 000004
【００４９】
表１および表２を参照して、軌道溝曲率転動体径比（Ｒｉ／Ｄｂ、Ｒｏ／Ｄｂ）が小さい程、軸受寿命比が高くなった。これにより、軸受寿命を長くする観点からは、軌道溝曲率転動体径比（Ｒｉ／Ｄｂ、Ｒｏ／Ｄｂ）を小さくするのが望ましいことが確認された。
【００５０】
また、表１（接触角α＝５°）においては、Ｒｉ／Ｄｂ＝０．５２、０．５２≦Ｒｏ／Ｄｂ≦０．５３の範囲内で従来のプーリ支持軸受と同等の軸受寿命が得られた。同様に、表２（接触角α＝１０°）においては、Ｒｉ／Ｄｂ＝０．５２、０．５３≦Ｒｏ／Ｄｂ≦０．５４の範囲内で従来のプーリ支持軸受と同等の軸受寿命が得られた。また、図５および図６から、上記の範囲内であれば従来のプーリ支持軸受と比較してトルク損失を低減することができると確認されている。すなわち、従来と同等の軸受寿命を確保しつつ、トルク損失を低減する観点からは、接触角αと軌道溝曲率転動体径比（Ｒｉ／Ｄｂ、Ｒｏ／Ｄｂ）とを上記の範囲内とするのが望ましい。
【００５１】
さらに、接触角および軌道溝曲率転動体径比を変更して、従来のプーリ支持軸受を基準とした熱定格回転速度比を測定した。結果を表３に示す。なお、熱定格回転速度とは、規格化された条件において外輪が７０℃になるときの軸受回転速度で、この値が大きい程、許容回転数が高いことを示す。
【００５２】
【表３】
2008202732.tif 000005
【００５３】
表３を参照して、外輪軌道溝曲率転動体径比（Ｒｏ／Ｄｂ）が大きい程、熱定格回転速度比が大きくなった。また、試験を行った範囲内では、接触角α＝１０°、内輪軌道溝曲率転動体径比Ｒｉ／Ｄｂ＝０．５２、外輪軌道溝曲率転動体径比Ｒｏ／Ｄｂ＝０．５４のとき、熱定格回転速度比が最も高い値（１．０５１）となった。
【００５４】
ただし、現実には、製造誤差等を考慮した公差が必要になるので、熱定格回転速度比を向上する観点からは、接触角αを５°＜α＜１０°、内輪軌道溝曲率転動体径比を０．５１≦Ｒｉ／Ｄｂ≦０．５３、外輪軌道溝曲率転動体径比を０．５３≦Ｒｏ／Ｄｂ≦０．５５とするのが望ましい。
【００５５】
なお、上記の各試験の結果を踏まえて、トルク損失を低減する観点（図５および図６）、軸受寿命を長くする観点（表１および表２）、および熱定格回転速度比を向上する観点（表３）から接触角αおよび軌道溝曲率転動体径比（Ｒｉ／Ｄｂ、Ｒｏ／Ｄｂ）の最適範囲を算出したが、これらの値は、プーリ支持軸受を使用する環境によって任意に変動させることができる。
【００５６】
例えば、モーメント荷重に対する剛性はあまり要求されないが、トルク損失を特に低減したい場合には、接触角αを小さく設定するのが望ましい。また、長い軸受寿命は要求されないが、トルク損失を低減すると同時に熱定格回転速度を向上したい場合には、軌道溝曲率転動体径比（Ｒｉ／Ｄｂ、Ｒｏ／Ｄｂ）を大きくするのが望ましい。
【００５７】
具体的には、図２に示すような電磁クラッチ３２のプーリ３３を支持するプーリ支持軸受１１に適した数値範囲の一例としては、５°≦α≦１５°、０．５１≦Ｒｉ／Ｄｂ≦０．５３、および０．５３≦Ｒｏ／Ｄｂ≦０．５５が挙げられる。
【００５８】
以上、図面を参照してこの発明の実施形態を説明したが、この発明は、図示した実施形態のものに限定されない。図示した実施形態に対して、この発明と同一の範囲内において、あるいは均等の範囲内において、種々の修正や変形を加えることが可能である。
【産業上の利用可能性】
【００５９】
この発明は、電磁クラッチ等のプーリを支持する軸受に有利に利用される。
【図面の簡単な説明】
【００６０】
【図１】この発明の一実施形態に係るプーリ支持軸受を示す図である。
【図２】図１に示すプーリ支持軸受を採用したコンプレッサを示す図である。
【図３】図２に示す電磁クラッチの非伝達状態を示す図である。
【図４】図２に示す電磁クラッチの伝達状態を示す図である。
【図５】この発明の効果を確認するための試験の結果を示す図である。
【図６】この発明の効果を確認するための他の試験の結果を示す図である。
【符号の説明】
【００６１】
１１  プーリ支持軸受、１２  内輪、１２ａ  内輪軌道溝、１３  外輪、１３ａ  外輪軌道溝、１４  玉、１５  保持器、１６  密封シール、２１  コンプレッサ、２２  ケーシング、２３  ヘッドケース、２４  シリンダケース、２５  斜板ケース、２６  低圧室、２６ａ  吸入孔、２６ｂ，２７ｂ  弁、２７  高圧室、２７ａ  吐出口、２８  シリンダ、２８ａ  圧縮室、２９  回転軸、２９ａ  ラジアル針状ころ軸受、２９ｂ  スラスト針状ころ軸受、３０  斜板、３０ａ  スライディングシュー、３１  ピストン、３２  電磁クラッチ、３３  プーリ、３３ａ，４３  無端ベルト、３３ｂ  溝、３３ｃ  凹部、３４  ソレノイド、３５  磁性環状板、３５ａ  板ばね。
【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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