(57)【要約】【課題】小型且つ安価な構造で、軸方向の剛性を確保する等の為の所定の条件を満たしつつ耐久性の向上を図る。【解決手段】従動プーリを支持する転がり軸受として、単列深溝型のラジアル玉軸受１４ａを使用する。外輪軌道１８ａの断面形状の曲率半径をＲｅ　とし、内輪軌道１９ａの断面形状の曲率半径をＲｉ　とし、各玉１７、１７の直径をＤａ　とし、これら各玉１７、１７のピッチ円直径をＤＰ　とした場合に、１＜（Ｒｅ　＋Ｒｉ　）／Ｄａ　≦０．９７４６（Ｄａ　／ＤＰ　）−０．０３０４　を満たし、且つ、０．０５≦Ｄａ　／ＤＰ　≦０．１６を満たす様に、各部の寸法を規制する。【選択図】　　図２
2004019898.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
固定の支持部分と、この固定の支持部分に支持された転がり軸受と、この転がり軸受によりこの支持部分に対し回転自在に支持された、無端ベルトを掛け渡す為のプーリとを備え、上記転がり軸受は、外周面に深溝型の内輪軌道を有する内輪と、内周面に深溝型の外輪軌道を有する外輪と、これら内輪軌道と外輪軌道との間に転動自在に設けられた複数個の玉とを備えた単列深溝型のラジアル玉軸受であるプーリ用回転支持装置に於いて、これら各玉の直径をＤａ　とし、これら各玉のピッチ円直径をＤＰ　とした場合に、０．０５≦Ｄａ　／ＤＰ　≦０．１６を満たす事を特徴とするプーリ用回転支持装置。
【請求項２】
外輪軌道の断面形状の曲率半径をＲｅ　とし、内輪軌道の断面形状の曲率半径をＲｉ　とした場合に、１．０＜（Ｒｅ　＋Ｒｉ　）／Ｄａ　≦０．９７４６（Ｄａ　／ＤＰ　）−０．０３０４　を満たす、請求項１に記載したプーリ用回転支持装置。
【請求項３】
０．０５≦Ｄａ　／ＤＰ　≦０．１４を満たす、請求項２に記載したプーリ用回転支持装置。
【請求項４】
０．０５≦Ｄａ　／ＤＰ　≦０．１０を満たす、請求項３に記載したプーリ用回転支持装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明に係るプーリ用回転支持装置は、例えば、自動車用空気調和装置用のコンプレッサを構成するハウジング等の固定の部分に、このコンプレッサを回転駆動する為の従動プーリを回転自在に支持したり、ベルト式無段変速機のプーリを、ハウジング等の固定の部分に回転自在に支持する為に使用する。
【０００２】
【従来の技術】
自動車用空気調和装置に組み込んで冷媒を圧縮するコンプレッサは、走行用エンジンにより回転駆動する。この為、このコンプレッサの回転軸の端部に設けた従動プーリと、上記走行用エンジンのクランクシャフトの端部に固定した駆動プーリとの間に無端ベルトを掛け渡し、この無端ベルトの循環に基づいて、上記回転軸を回転駆動する様にしている。
【０００３】
図５は、コンプレッサの回転軸１の回転駆動部分の構造を示している。この回転軸１は、図示しない転がり軸受により、ケーシング２内に回転自在に支持している。このケーシング２の端部外面に設けた、請求項に記載した支持部分に相当する支持筒部３の周囲に従動プーリ４を、複列アンギュラ玉軸受５により、回転自在に支持している。この従動プーリ４は、断面コ字形で全体を円環状に構成しており、上記ケーシング２の端面に固定したソレノイド６を、上記従動プーリ４の内部空間に配置している。一方、上記回転軸１の端部で上記ケーシング２から突出した部分には取付ブラケット７を固定しており、この取付ブラケット７の周囲に磁性材製の環状板８を、板ばね９を介して支持している。この環状板８は、上記ソレノイド６への非通電時には、上記板ばね９の弾力により、図５に示す様に上記従動プーリ４から離隔しているが、上記ソレノイド６への通電時にはこの従動プーリ４に向け吸着されて、この従動プーリ４から上記回転軸１への回転力の伝達を自在とする。即ち、上記ソレノイド６と上記環状板８と上記板ばね９とにより、上記従動プーリ４と上記回転軸１とを係脱する為の電磁クラッチ１０を構成している。
【０００４】
上述の様な、複列アンギュラ玉軸受５により従動プーリ４を回転自在に支持する構造の場合には、この従動プーリ４に掛け渡した無端ベルト１１からこの従動プーリ４に多少の偏荷重が加わった場合でも、上記複列アンギュラ玉軸受５を構成する外輪１２の中心軸と内輪１３、１３の中心軸とが不一致になる（傾斜する）事は殆どない。従って、上記複列アンギュラ玉軸受５の耐久性を十分に確保すると共に、上記従動プーリ４の回転中心が傾斜する事を防止して、上記無端ベルト１１の偏摩耗を防止できる。又、上記複列アンギュラ玉軸受５を使用する場合には、軸方向の剛性を大きくできる為、電磁クラッチ１０が切断された状態での、従動プーリ４の片面（図５の左側面）と環状板８の片面（図５の右側面）との間の隙間の軸方向に関する寸法を所望値に規制し易くなる。この為、電磁クラッチ１０の断接状態を確実に切り換える事ができると共に、この電磁クラッチ１０の切断時に、上記従動プーリ４と環状板８とが擦れ合う事を防止して、これら各部材４、８の摩耗及び異音の発生を抑える事ができる。
【０００５】
但し、上記複列アンギュラ玉軸受５を使用する事に伴って、軸方向寸法が嵩む事が避けられない。近年は自動車用部品の小型化の要求が強まっており、この要求に対応する為に、従動プーリ４の回転支持部は、限られた空間内に設置しなければならない場合が多くなっている。この為、軸方向寸法が嵩む事は好ましくない。しかも、軸方向寸法が嵩む事に伴い、構成各部品のコストが嵩む為、コンプレッサのコストが増大する原因となる。
【０００６】
上記従動プーリ４を支持する為の転がり軸受として、上述の様な複列アンギュラ玉軸受５に代えて単列深溝型のラジアル玉軸受を使用すれば、軸方向寸法を短縮して限られた空間内への設置が容易になる。但し、単純な単列深溝型のラジアル玉軸受の場合には、複列アンギュラ玉軸受５の場合と異なり、軸方向の剛性が小さくなる為、従動プーリ４と環状板８との間の隙間の軸方向に関する寸法を所望値に規制する事が難しくなる。この為、電磁クラッチ１０の断接が不良になったり、一部の構成部品が摩耗し易くなったり、異音が発生し易くなる。
【０００７】
この様な事情に鑑みて、従動プーリを支持する為に、単列で４点接触型のラジアル玉軸受を使用する事や、単列で３点接触型のラジアル玉軸受を使用する事が、例えば特開平９−１１９５１０号公報、同１１−３３６７９５号公報等に記載されている様に、従来から考えられている。図６は、このうちの特開平１１−３３６７９５号公報に記載された、従来構造の第２例で使用するラジアル玉軸受１４を示している。
【０００８】
このラジアル玉軸受１４は、単列で４点接触型である。即ち、このラジアル玉軸受１４は、互いに同心に配置された外輪１５及び内輪１６と、複数個の玉１７とを備える。このうちの外輪１５の内周面には外輪軌道１８を、内輪１６の外周面には内輪軌道１９を、それぞれ全周に亙って形成している。これら各軌道１８、１９の断面形状はそれぞれ、上記各玉１７の直径の１／２よりも大きな曲率半径を有する円弧同士を中間部で交差させた、所謂ゴシックアーチ状である。従って、上記各軌道１８、１９と上記各玉１７の転動面とは、それぞれ２点ずつ、これら各玉１７毎に合計４点ずつで転がり接触する。
【０００９】
この様な４点接触型のラジアル玉軸受１４は、小型且つ安価な構造であるにも拘らず、一般的な単列深溝型のラジアル玉軸受に比べて軸方向の剛性が大きくなる。この為、電磁クラッチ１０（図５参照）の断接を良好に切り換える事ができると共に、従動プーリ４と環状板８（図５参照）とが擦れ合う事を防止して、これら各部材４、８の摩耗及び異音の発生を抑える事ができる。
又、各玉の転動面と外輪軌道及び内輪軌道との接触点が、一方の軌道に関しては２点あるが他方の軌道に関しては１点である、所謂３点接触型の単列深溝型のラジアル玉軸受の場合も、一般的な単列深溝型のラジアル玉軸受に比べて軸方向の剛性が大きくなる。この為、３点接触型の単列深溝型のラジアル玉軸受を使用する事によっても、電磁クラッチの断接を良好に切り換える事ができると共に、構成部品の摩耗及び異音の発生を抑える事ができる。
【００１０】
【発明が解決しようとする課題】
上述した様に、コンプレッサ駆動用の従動プーリの回転支持部に上述の様な３点接触型或は４点接触型のラジアル玉軸受を組み付けた場合には、小型化と耐久性の確保とを高次元で両立させられる可能性がある。但し、この様なラジアル玉軸受を組み付けた構造の場合には、各玉の転動面と、外輪軌道と内輪軌道との少なくとも一方の軌道とが２点で転がり接触する為、当該転がり接触部分でのスピンに基づく滑り運動が大きくなって、この転がり接触部分での発熱量が多くなる。この様に転がり接触部分での発熱量が多くなると、この転がり接触部分の温度上昇が著しくなって、早期摩耗や焼き付き等の損傷を発生し易くなる。
【００１１】
これに対して、従動プーリを固定部分に対し回転自在に支持する為の転がり軸受として、各玉の直径に対する内輪軌道と外輪軌道との断面形状の曲率半径の合計を小さくした、単列深溝型のラジアル玉軸受を使用する事が、特開２０００−２４０６６３号公報に記載されている様に、従来から考えられている。この公報に記載された従来構造によれば、軸方向の剛性を大きくできる為、電磁クラッチの断接状態を確実に切り換える事ができると共に、構成部品の摩耗及び異音の発生を抑える事ができる。しかも、単列深溝型のラジアル玉軸受を使用する為、上述の様な３点接触型或は４点接触型のラジアル玉軸受を使用する場合と同様に、小型化とコストの低減とを図れる。
【００１２】
しかも、上記特開２０００−２４０６６３号公報に記載された従来構造の場合には、各玉の転動面と内輪軌道及び外輪軌道とが、それぞれ１点ずつで転がり接触する為、当該転がり接触部分でのスピンに基づく滑り運動が小さくなる。この為、この転がり接触部分での発熱量を少なく抑えられる可能性がある。
【００１３】
但し、上記特開２０００−２４０６６３号公報に記載された従来構造の場合には、各部の諸元を必ずしも十分に検討していない為、発熱量抑制の面から、必ずしも十分な効果を得られない可能性がある。即ち、この従来構造の場合には、内輪、外輪各軌道の断面形状の曲率半径が小さくなる傾向となる為、当該転がり接触部分に形成される接触楕円が大きくなり易い。この為、この接触楕円部分での相対滑り運動が大きくなり、この接触楕円部分での発熱量が増大し易い。特に、コンプレッサ駆動用の従動プーリの回転支持部は、高温となるエンジンルーム内に設置される為、上記接触楕円部分での発熱量の増大と相俟って、ラジアル玉軸受内部での温度上昇が著しくなり易い。そして、この様に温度上昇が著しくなった場合には、このラジアル玉軸受内部に封入したグリースが熱劣化して潤滑性が損なわれ、早期摩耗や焼き付き等の損傷が発生し易くなる。
又、上記コンプレッサ駆動用の従動プーリの回転支持部以外でも、ベルト式無段変速機のプーリの回転支持部に、上述の様な、内輪、外輪両軌道の合計を小さくしたラジアル玉軸受を使用する場合には、上記回転支持部が、運転時に温度上昇するオートマチックフルードに曝される為、上述した従動プーリの回転支持部と同様の不都合が生じる。
本発明のプーリ用回転支持装置は、この様な事情に鑑みて、小型且つ安価な構造で、軸方向剛性確保等の為の所定の条件を満たしつつ、耐久性の向上を図るべく発明したものである。
【００１４】
【課題を解決するための手段】
本発明のプーリ用回転支持装置は、前述した様な従来から知られているプーリ用回転支持装置と同様に、固定の支持部分と、この固定の支持部分に支持された転がり軸受と、この転がり軸受によりこの支持部分に対し回転自在に支持された、無端ベルトを掛け渡す為のプーリとを備える。そして、上記転がり軸受は、外周面に深溝型の内輪軌道を有する内輪と、内周面に深溝型の外輪軌道を有する外輪と、これら内輪軌道と外輪軌道との間に転動自在に設けられた複数個の玉とを備えた、単列深溝型のラジアル玉軸受である。
【００１５】
特に、本発明のプーリ用回転支持装置に於いては、上記各玉の直径をＤａ　とし、これら各玉のピッチ円直径をＤＰ　とした場合に、０．０５≦Ｄａ　／ＤＰ　≦０．１６を満たす。
【００１６】
又、請求項２に記載したプーリ用回転支持装置の場合には、上記外輪軌道の断面形状の曲率半径をＲｅ　とし、上記内輪軌道の断面形状の曲率半径をＲｉ　とした場合に、１．０＜（Ｒｅ　＋Ｒｉ　）／Ｄａ　≦０．９７４６（Ｄａ　／ＤＰ　）−０．０３０４　を満たす。
【００１７】
【作用】
上述の様に構成する本発明のプーリ用回転支持装置によれば、単列深溝型のラジアル玉軸受を使用する為、小型且つ安価な構造を得られる。しかも、内輪、外輪各軌道の断面形状の曲率半径Ｒｉ　、Ｒｅ　を適正に規制して軸方向の剛性確保を図る事を可能にしつつ、各玉の転動面と、内輪、外輪各軌道との転がり接触部分での発熱を抑えて、玉軸受内部の温度上昇を抑える事ができる。この為、玉軸受内部に封入したグリースの劣化を防止して、この玉軸受の耐久性向上を図れる。特に、請求項２に記載したプーリ用回転支持装置の様に、上記各曲率半径Ｒｉ　、Ｒｅ　を規制すれば、軸方向の剛性を十分に確保できる。この為、電磁クラッチを設けたプーリの回転支持部に使用した場合には、この電磁クラッチの断接状態を確実に切り換えられると共に、構成部品の摩耗及び異音の発生を抑える事ができる。
【００１８】
【発明の実施の形態】
図１〜２は、総ての請求項に対応する、本発明の実施の形態の１例を示している。尚、本発明の特徴は、ケーシング２の支持筒部３等の固定の支持部分に対し従動プーリ４ｂを回転支持する為の転がり軸受として、単列深溝型のラジアル玉軸受１４ａを使用した場合で、このラジアル玉軸受１４ａの諸元を適正に規制する事により、所定の条件を満たしつつ、耐久性の向上を図る点にある。その他の部分の構造及び作用は、前述の図５に示した従来構造と同様であるから、同等部分には同一符号を付して重複する説明を省略若しくは簡略にし、以下、本例の特徴部分を中心に説明する。
【００１９】
上記ラジアル玉軸受１４ａは、互いに同心に支持された外輪１５ａ及び内輪１６ａと、複数個の玉１７、１７とを備える。このうちの外輪１５ａの内周面には断面が単一の円弧形である単列深溝型の外輪軌道１８ａを、内輪１６ａの外周面にはやはり断面が単一の円弧形である単列深溝型の内輪軌道１９ａを、それぞれ形成している。又、上記各玉１７、１７は、これら内輪、外輪両軌道１９ａ、１８ａの間に転動自在に設けている。
【００２０】
特に、本発明の場合には、上記各玉１７、１７の直径をＤａ　とし、これら各玉１７、１７のピッチ円直径をＤＰ　とした場合に、０．０５≦Ｄａ　／ＤＰ　≦０．１６、好ましくは０．０５≦Ｄａ　／ＤＰ　≦０．１４、より好ましくは０．０５≦Ｄａ　／ＤＰ　≦０．１０を満たす様に、各部の寸法を規制している。又、本例の場合には、上記外輪軌道１８ａの断面形状の曲率半径をＲｅ　とし、上記内輪軌道１９ａの断面形状の曲率半径をＲｉ　とした場合に、１＜（Ｒｅ　＋Ｒｉ　）／Ｄａ　≦０．９７４６（Ｄａ　／ＤＰ　）−０．０３０４　を満たす様に、各部の寸法を規制している。
【００２１】
上述の様に構成する本発明のプーリ用回転支持装置によれば、支持筒部３に対し従動プーリ４ｂを支持する為に、単列深溝型のラジアル玉軸受１４ｂを使用している為、小型且つ安価な構造を得られる。しかも、本発明の場合には、上記各玉１７、１７の直径Ｄａ　を上記ピッチ円直径ＤＰ　との関係で規制している。この為、本例の様に、内輪、外輪各軌道１９ａ、１８ａの断面形状の曲率半径Ｒｉ　、Ｒｅ　を、上記各玉１７、１７の直径Ｄａ　と上記ピッチ円直径ＤＰ　との関係で適切に規制する事により、軸方向の剛性を確保しつつ、これら各玉１７、１７の転動面と上記各軌道１８ａ、１９ａとの転がり接触部分での発熱を抑える事ができる。この為、周囲が高温になる状態で使用する場合でも、上記ラジアル玉軸受１４ａの内部の温度上昇を抑える事ができ、内部に封入したグリースの劣化を防止して、このラジアル玉軸受１４ａの耐久性向上を図れる。特に、本例の場合には、１＜（Ｒｅ　＋Ｒｉ　）／Ｄａ　≦０．９７４６（Ｄａ　／ＤＰ　）−０．０３０４　を満たしている為、軸方向の剛性を十分に確保できる。この為、本例の様に、従動プーリ４ｂと回転軸１との間で電磁クラッチ１０を設けた場合に、この電磁クラッチ１０の断接状態を確実に切り換える事ができると共に、構成部品の摩耗及び異音の発生を抑える事ができる。又、本例の場合には、１＜（Ｒｅ　＋Ｒｉ　）／Ｄａ　、Ｒｅ　／Ｄａ　＞０．５、Ｒｉ　／Ｄａ　＞０．５を満たしている。この為、前記各玉１７、１７の転動面と前記各軌道１８ａ、１９ａとを、これら各軌道１８ａ、１９ａの底部近傍で転がり接触させて、ラジアル玉軸受１４ａでの各玉１７、１７の転動を円滑に行なわせる事ができる。
【００２２】
次に、上記各玉１７、１７の直径Ｄａ　を、上記ピッチ円直径ＤＰ　の０．０５〜０．１６倍（５〜１６％）、好ましくは０．０５〜０．１４倍（５〜１４％）、より好ましくは０．０５〜０．１０倍（５〜１０％）の範囲に納める事により、上記ラジアル玉軸受１４ａの転がり接触部分での発熱を抑える事ができる事を確認する為、本発明者が行なった計算に就いて説明する。
この計算は、前記図２に示した仕様を有するラジアル玉軸受１４ａをラジアル荷重を負荷しつつ運転した場合に於ける、上記各玉１７、１７毎の発熱量（１個の玉１７、１７に関する２個所の転がり接触部分での摩擦損失に基づく発熱量）を、コンピュータにより行なった（シミュレーションした）。又、この計算の前提として上記ラジアル玉軸受１４ａの仕様を、上記各玉１７、１７のピッチ円直径ＤＰ　に関しては４３．５ｍｍとし、有効ラジアル隙間に関しては０．０ｍｍとした。
【００２３】
又、上記計算の前提として、次の（１）式が満たされるとした。
（Ｒｅ　＋Ｒｉ　）／Ｄａ　＝０．９７４６（Ｄａ　／ＤＰ　）−０．０３０４　−−−（１）
この理由は、この（１）式の関係が満たされる場合には、ラジアル玉軸受１４ａの軸方向の剛性を十分に確保しつつ、当該転がり接触部分での発熱を十分に抑えられる可能性があるからである。次に、上記（１）式を満たした場合に軸方向剛性を確保できる事を確認する為に行なった計算に就いて説明する。この計算は、次の表１で示す諸元を有する、ケース１〜４の４種類の単列深溝型のラジアル玉軸受１４ａを使用した。
【００２４】
【表１】
2004019898.tif 000003
【００２５】
又、この表１から明らかな様に、各ケース１〜４のラジアル玉軸受１４ａで、各玉１７、１７のピッチ円直径ＤＰ　に対する各玉の直径Ｄａ　の比Ｄａ　／ＤＰ　は、互いに異なっている。そして、これら各ケース１〜４のラジアル玉軸受１４ａで、内輪、外輪各軌道１９ａ、１８ａの断面形状の曲率半径Ｒｉ　、Ｒｅ　を変化させた場合での、内輪１６ａに対する外輪１５ａの最大アキシアル変位量を計算した。又、この計算では、９８０Ｎ（＝１００ｋｇｆ　）のラジアル荷重をラジアル玉軸受１４ａの中心（各玉１７、１７の中心）から軸方向に１０ｍｍずれた（オフセット）位置に負荷した。又、上記計算では、簡略化の為に、上記内輪、外輪両軌道１９ａ、１８ａの断面形状の曲率半径Ｒｉ　、Ｒｅ　を同じにした（Ｒｉ　＝Ｒｅ　）。
【００２６】
この様な条件で行なった計算の結果を、図３に示している。この図３の横軸は、各玉１７、１７の直径Ｄａ　に対する内輪、外輪各軌道１９ａ、１８ａの曲率半径Ｒｉ　、Ｒｅ　の割合を％［｛Ｒｉ　（＝Ｒｅ　）／Ｄａ　｝×１００］で表し、縦軸は、内輪１６ａに対する外輪１５ａの最大アキシアル変位量をｍｍで表している。又、この図３には、一般的な複列アンギュラ玉軸受及び４点接触型の単列ラジアル玉軸受の場合を、参考として示している。そして、上記図３に示した計算結果から、上記各ケース毎に、上記最大アキシアル変位量が０．１５ｍｍと十分に小さくなる、内輪、外輪各軌道１９ａ、１８ａの曲率半径Ｒｉ　、Ｒｅ　を求め、求めたＲｉ　、Ｒｅ　と、上記各ケースでの各玉１７、１７の直径Ｄａ　と、これら各玉１７、１７のピッチ円直径ＤＰ　とから、最小自乗法によって、前記（１）式が得られた。
言い換えれば、前記（１）式が満たされる場合には、最大アキシアル変位量を、０．１５ｍｍと十分に小さくでき、ラジアル玉軸受１４ａの軸方向の剛性を十分に確保できる事を確認できた。
【００２７】
一方、上記図３で示した計算結果から明らかな様に、前記（１）式で、左辺を右辺よりも小さくする程、上記最大アキシアル変位量をより小さくでき、上記軸方向の剛性の向上を図れる。但し、この様に、前記（１）式の左辺である、比（Ｒｅ　＋Ｒｉ　）／Ｄａ　を小さくした場合には、各玉１７、１７の転動面と内輪、外輪各軌道１９ａ、１８ａとの接触部に形成される接触楕円が大きくなり、この接触楕円部分での相対滑りに基づく発熱量が多くなる。逆に、前記（１）式が満たされる場合には、この発熱量を十分に少なく抑えられる可能性がある。この結果、前記（１）式を満たす様に各部の寸法を規制した場合には、上記軸方向の剛性を確保しつつ、ラジアル玉軸受１４ａでの発熱量を十分に少なく抑えられる可能性がある事を確認できた。従って、前述した様に、各玉１７、１７の外径Ｄａ　を、ピッチ円直径ＤＰ　の５〜１６％、好ましくは５〜１４％、より好ましくは５〜１０％の範囲に納める事により、上記ラジアル玉軸受１４ａの内部の温度上昇を抑えられる事を確認する為、本発明者が行なった計算の前提として、前記（１）式が満たされるとした。又、この計算では、簡略化の為に、内輪軌道１９ａの曲率半径Ｒｉ　と外輪軌道１８ａの曲率半径Ｒｅ　とを同じにした（Ｒｉ　＝Ｒｅ　）。
【００２８】
上述の様な仕様を有するラジアル玉軸受１４ａを、１０００Ｎのラジアル荷重をこのラジアル玉軸受１４ａの中心（各玉１７、１７の中心）から軸方向に４．３５ｍｍずれた（オフセット）位置に負荷した状態で、外輪１５ａを１００００ｍｉｎ−１　の速度で回転させるとした。そして、この条件下で当該各転がり接触部分の発熱量を算出した。算出方法（解析手法）は、「谷口、荒牧、正田：４点接触玉軸受の性能解析」（社団法人、日本トライボロジー学会、トライボロジー会議９６春　東京　講演予稿集）に記載された方法を採用した。尚、この文献に記載された解析方法によって計算される軸受の摩擦トルクは、実験によるトルク測定結果に一致する事が報告されており、十分に信頼性のある計算結果を得られるものである。
【００２９】
本発明者は、上記解析方法を利用して、上記各玉１７、１７の直径Ｄａ　を変えた場合に於ける、上記ラジアル玉軸受１４ａ内部での局所的な発熱、即ち、上記各玉１７、１７毎に２点ずつ存在する転がり接触部分の発熱量を計算した。又、この計算は、これら各玉１７、１７の直径Ｄａ　を、同じくピッチ円直径ＤＰ　の３．７〜２５．５％の間で変化させて、それぞれに就いて行なった。この場合に於いて、ラジアル玉軸受１４ａとして実用的な構造を考慮し、上記各玉１７、１７の直径Ｄａ　が変化した場合でも、この直径Ｄａ　とこれら各玉１７、１７の数との積がほぼ一定となる様に（直径Ｄａ　が小さくなる程数を多くして）玉１７、１７の数を決定し、計算に用いた。
【００３０】
この様な条件で行なった計算の結果を、図４に示している。この図４の横軸は、上記各玉１７、１７のピッチ円直径ＤＰ　に対するこれら各玉１７、１７の直径Ｄａ　の割合を％｛（Ｄａ　／ＤＰ　）×１００｝で表し、縦軸は玉１個毎の発熱量をＷで表している。尚、この発熱量は、上記ラジアル玉軸受１４ａに組み込まれた上記各玉１７、１７のうちで、前記１０００Ｎなるラジアル荷重を負荷する位置に存在する玉１７、１７の転がり接触部の摩擦損失に基づいて求めた。これは、一方向のラジアル荷重を受けつつ運転されるラジアル玉軸受１４ａでは、このラジアル荷重の作用側に存在する玉１７、１７の転動面が、外輪軌道１８ａ及び内輪軌道１９ａと、大きな面圧で接触しているからである。
【００３１】
この様にラジアル荷重の作用側に存在する玉１７、１７は、他の位置、即ちラジアル荷重が作用しない部分に存在する玉１７、１７に比べて転がり接触部で発生する摩擦が極端に大きく、この転がり接触部での発熱量も多くなる。この様な転がり接触部での発熱量には、上記各玉１７、１７の転動面と外輪軌道１８ａ及び内輪軌道１９ａとの転がり摩擦による損失に基づくものと、上記各玉１７、１７の転動面とこれら外輪軌道１８ａ及び内輪軌道１９ａとの転がり接触部に形成される接触楕円内部での相対的な滑り摩擦による損失に基づくものとが含まれる。何れにしても、上記ラジアル玉軸受１４ａの耐久性低下に結び付く、高温下でのグリース劣化は、上記玉１７、１７毎、更には接触楕円毎と言った、局所的な発熱、温度上昇が影響していると考えられる。即ち、摩擦により接触楕円部分で著しい温度上昇が発生すると、当該接触楕円近傍に存在するグリースが熱劣化する結果、グリース全体が次第に熱劣化して、このグリースを封入したラジアル玉軸受１４ａの耐久性低下の原因になると考えられている。従って、グリースの熱劣化に起因するラジアル玉軸受１４ａの耐久性低下を防止する為には、ラジアル荷重の作用側に存在する玉１７、１７に関する接触楕円部分と言った、局所的な発熱をできるだけ小さく抑える事が必要であると考えられる。
【００３２】
この様な観点で図４を見れば明らかな通り、上記各玉１７、１７の外径Ｄａ　を、ピッチ円直径ＤＰ　の５〜１６％、好ましくは５〜１４％、より好ましくは５〜１０％の範囲に納めれば、上記発熱を低く抑えて、ラジアル玉軸受１４ａの耐久性向上を図れる。即ち、上記ラジアル荷重の作用側に存在する玉１７、１７に関する接触楕円部分に関しては、玉１７、１７の直径Ｄａ　がピッチ円直径ＤＰ　の１０％以上（Ｄａ　≧０．１ＤＰ　）であれば、この直径Ｄａ　が小さい程、摩擦損失も小さい。特に、この直径Ｄａ　がピッチ円直径ＤＰ　の５〜１０％の範囲では、摩擦損失はほぼ一定の小さい値をとる。これに対して、上記直径Ｄａ　がピッチ円直径ＤＰ　の５％未満（Ｄａ　＜０．０５ＤＰ　）になると、逆にこの直径Ｄａ　が小さくなる程、摩擦損失が急激に大きくなる。
【００３３】
一方、図４に示した解析結果を得たラジアル玉軸受１４ａのサイズ（ピッチ円直径＝４３．５ｍｍ）に近いサイズを有する、標準的な単列深溝型玉軸受である、呼び番号が６００５（内径＝２５ｍｍ、外径＝４７ｍｍ、幅＝１２ｍｍ）、６００６（内径＝３０ｍｍ、外径＝５５ｍｍ、幅＝１３ｍｍ）、６００７（内径＝３５ｍｍ、外径＝６２ｍｍ、幅＝１４ｍｍ）では、玉１７、１７の直径Ｄａ　はピッチ円直径ＤＰ　の１６〜１７％程度である。上述した様に、玉１７、１７の直径Ｄａ　がピッチ円直径ＤＰ　の１０％以上であれば、この直径Ｄａ　が小さい程、摩擦損失も小さくなる事から、玉１７の直径Ｄａ　を上記標準的な単列深溝型玉軸受の値（ピッチ直径ＤＰ　の１６％）よりも小さくする事によって、この標準的な単列深溝型玉軸受と同じ直径の玉１７、１７を採用するよりも局所的な発熱が小さくなり、軸受の耐久時間延長を図れる事が分かる。
【００３４】
又、計算結果を示す図４では、玉１７、１７の直径Ｄａ　がピッチ円直径ＤＰ　の１４％である部分を境に、これ以下では玉１７、１７の発熱量が５％以上低下している。この事から、接触楕円部分での局所発熱を更に低減する為には、玉１７、１７の直径Ｄａ　をピッチ円直径ＤＰ　の１４％以下とする事が好ましい事が分かる。尚、玉１７、１７の直径Ｄａ　を小さくすると、ラジアル玉軸受１４ａの負荷容量が低下するので、転がり疲れ寿命を確保する面からは不利になるが、高負荷容量を要求されない場合には、接触楕円部分での局所発熱を抑え、グリース寿命を確保する面からは、更に玉１７、１７の直径Ｄａ　をピッチ円直径ＤＰ　の１０％以下とする事が好ましい事も分かる。但し、上記図４から明らかな通り、玉１７、１７の直径Ｄａ　をピッチ円直径ＤＰ　の５％よりも小さくすると、接触楕円部分での局所発熱が急激に増大する。この面から、グリース寿命を確保する事を考慮した場合でも、玉１７、１７の直径Ｄａ　はピッチ円直径ＤＰ　の５％以上、好ましくは５．５％以上確保する必要がある事が分かる。
【００３５】
尚、上述した計算結果は、（Ｒｅ　＋Ｒｉ　）／Ｄａ　＝０．９７４６（Ｄａ　／ＤＰ　）−０．０３０４　を前提として計算した場合に就いて説明した。但し、本発明は、この様な条件を満たす場合に限定するものではない。例えば、（Ｒｅ　＋Ｒｉ　）／Ｄａ　＜０．９７４６（Ｄａ　／ＤＰ　）−０．０３０４　を満たす場合には、各玉１７、１７のピッチ円直径ＤＰ　に対する各玉１７、１７の直径Ｄａ　の割合と、各玉１７、１７毎の発熱量との関係を表す曲線が、上述の図４に示した曲線よりも、全体的に発熱量が多くなる方向にずれる。但し、この場合に得られる曲線の場合も、上述の図４に示した曲線の場合と同様に、各玉１７、１７のピッチ円直径ＤＰ　に対する各玉１７、１７の直径Ｄａ　の比Ｄａ　／ＤＰ　に関して、０．０５≦Ｄａ　／ＤＰ　≦０．１６を満たす場合に、各玉１７、１７毎の発熱量が少なくなる傾向になる。この為、本発明によれば、この様な場合でも、ラジアル玉軸受１４ａの内部での発熱量を抑えて、耐久性の向上を図れる。
【００３６】
又、以上の説明は、プーリと回転軸とを係脱する為の電磁クラッチを設けた、プーリ用回転支持装置に本発明を適用した場合に就いて示したが、本発明は、プーリから回転軸に回転力の伝達を自在とした構造であれば、電磁クラッチを設けない、単なるプーリ用回転支持装置にも適用できる。即ち、例えば特開平１１−２１０６１９号公報、或は実開昭６４−２７４８２号公報に記載された様な、斜板式可変容量型コンプレッサの場合には、斜板の傾斜角度を極く小さく（更には傾斜角度をゼロに）する事により、コンプレッサの回転軸の回転トルクを極く小さくできる。
【００３７】
この様な構造の場合には、図７に示す様に、ケーシング２の端部に形成した支持筒部３の周囲に転がり軸受２１を介して回転自在に支持した従動プーリ４ｃと回転軸１とを、トルクチューブとして機能する緩衝材２２を介して、過大なトルクが加わらない限り回転力の伝達自在に結合し、電磁クラッチを設けない場合もある。この様な構造で、上記転がり軸受２１として、前述の図１〜２で示した様に、内部諸元を規制したものを使用すれば、本発明の作用・効果を得られる。尚、上記緩衝材２２を省略する代わりに、回転軸１の端部に固定した円環状部材の側面と、従動プーリ４ｃの端面との間に、過大なトルクが加わらない限り、これら両部材４ｃ同士の回転力の伝達を自在とするトルクリミッタ機構を設ける場合もある。
【００３８】
又、本発明は、ベルト式無段変速機で、ハウジング等の固定の支持部分にプーリを支持する、プーリ用回転支持装置に適用する事もできる。例えば、この場合には、それぞれの外周面に傾斜面部を設けた１対のプーリ素子をそれぞれの外周面に固設した、第一の回転軸と第二の回転軸とを組み合わせて、回転軸を構成する。そして、上記第一、第二の各回転軸の端部を、ハウジング等の固定の支持部分に対し、転がり軸受により回転自在に支持する。この様な構造で、この転がり軸受として、前述の図１〜２で示した様に内部諸元を規制したものを使用する場合にも、本発明の作用・効果を得られる。
【００３９】
【発明の効果】
本発明のプーリ用回転支持装置は、以上に述べた通り、小型且つ安価な構造で、所定の条件を満たしつつ、玉軸受の転がり接触部分での発熱量を抑えて、この玉軸受内部の温度上昇を抑え、グリースの劣化を防止する事による玉軸受の耐久性向上を図れる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施の形態の１例を示す部分断面図。
【図２】ラジアル玉軸受のみを取り出して示す拡大断面図。
【図３】各玉の直径に対する内輪、外輪各軌道の曲率半径の割合が、内輪に対する外輪の最大アキシアル変位量に及ぼす影響を示す線図。
【図４】各玉のピッチ円直径に対するこれら各玉の直径の割合が発熱量に及ぼす影響を示す線図。
【図５】従来構造の第１例を示す部分断面図。
【図６】同第２例を、ラジアル玉軸受のみを取り出して示す部分断面図。
【図７】本発明の対象となる構造の別例を示す断面図。
【符号の説明】
１　　回転軸
２　　ケーシング
３　　支持筒部
４、４ａ、４ｂ、４ｃ　従動プーリ
５　　複列アンギュラ玉軸受
６　　ソレノイド
７　　取付ブラケット
８　　環状板
９　　板ばね
１０　　電磁クラッチ
１１　　無端ベルト
１２　　外輪
１３　　内輪
１４、１４ａ　ラジアル玉軸受
１５、１５ａ　外輪
１６、１６ａ　内輪
１７　　玉
１８、１８ａ　外輪軌道
１９、１９ａ　内輪軌道
２１　　転がり軸受
２２　　緩衝材
【図１】
2004019898.tif 000004
【図２】
2004019898.tif 000005
【図３】
2004019898.tif 000006
【図４】
2004019898.tif 000007
【図５】
2004019898.tif 000008
【図６】
2004019898.tif 000009
【図７】
2004019898.tif 000010