JP4736235B2

JP4736235B2 - Rotation support device for pulley

Info

Publication number: JP4736235B2
Application number: JP2001142102A
Authority: JP
Inventors: 雅人谷口
Original assignee: NSK Ltd
Current assignee: NSK Ltd
Priority date: 2001-05-11
Filing date: 2001-05-11
Publication date: 2011-07-27
Anticipated expiration: 2021-05-11
Also published as: JP2002339958A

Description

【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、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する為に、このコンプレッサの回転駆動装置に組み込んだ状態で使用する。
【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４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、複列ラジアル玉軸受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４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、複列ラジアル玉軸受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、上記複列ラジアル玉軸受５を構成する外輪１２の中心軸と内輪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、上記複列ラジアル玉軸受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。
但し、上記複列ラジアル玉軸受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。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、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んでしまう。
【０００５】
上記従動プーリ４を支持する為の転がり軸受として、上述の様な複列ラジアル玉軸受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、上記従動プーリ４がモーメント荷重を受けた場合にこの従動プーリ４の傾斜を防止する為の力が小さく、上記ラジアル玉軸受を構成する外輪の中心軸と内輪の中心軸とが不一致になる程度が著しくなる。この結果、上記ラジアル玉軸受の耐久性が不十分になるだけでなく、上記従動プーリ４に掛け渡した無端ベルト１１に著しい偏摩耗が発生し易くなる。
【０００６】
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が、例えば特開平９−１１９５１０号公報、同１１−３３６７９５号公報に記載されている様に、従来から考えられている。図５〜６は、このうちの特開平９−１１９５１０号公報に記載された、従来構造の第２例を示している。
【０００７】
この従来構造の第２例の場合には、金属板にプレス加工等による曲げ加工を施して成る従動プーリ４ａを、単列で４点接触型のラジアル玉軸受１４により、図示しない支持部分の周囲に回転自在に支持できる様にしている。このラジアル玉軸受１４は、互いに同心に支持された外輪１５及び内輪１６と、複数個の玉１７、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、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、１７の転動面とは、それぞれ２点ずつ、これら各玉１７、１７毎に合計４点ずつで転がり接触する。
【０００８】
この様な４点接触型のラジアル玉軸受１４は、一般的な単列深溝型のラジアル玉軸受に比べてモーメント荷重に対する剛性が大きく、モーメント荷重を受けた場合でも上記外輪１５の中心軸と上記内輪１６の中心軸とがずれにくくなる。尚、前記特開平１１−３３６７９５号公報には、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４点接触型のラジアル玉軸受を組み付け、更にこの従動プーリとコンプレッサの回転軸との間に電磁クラッチを設けた構造が記載されている。尚、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モーメント荷重に対する剛性が大きい。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、モーメント荷重を受けた場合に於ける外輪の中心軸と内輪の中心軸とのずれを小さく抑える事ができる。
【０００９】
【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・軽量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が、従来の場合には各部の諸元を十分に検討していない為、必ずしも十分な効果を得られていなかった。
【００１０】
即ち、４点接触型或は３点接触型の玉軸受の場合には、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。特に、上記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、上記転がり接触部分での発熱量の増大と相まって、玉軸受内部の温度上昇が著しくなり易い。そして、この温度上昇が著しくなった場合には、上記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、上記早期摩耗や焼き付き等の損傷がより発生し易くなる。
【００１１】
この様な原因で４点接触型或は３点接触型の玉軸受の耐久性が損なわれる事を防止する為には、上記各玉の転動面と上記外輪軌道及び内輪軌道との転がり接触部分での発熱量を抑え、玉軸受内部の温度上昇を抑えて、この玉軸受内部に封入されたグリースの劣化を防止する事が効果がある。これに対して従来は、プーリ用回転支持装置に組み込む４点接触型或は３点接触型の玉軸受の内部での発熱量を抑える事に就いて、特に考慮していなかった。
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発明したものである。
【００１２】
【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、回転軸と、この回転軸の周囲に設けられた固定の支持部分と、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上記支持部分の周囲に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、外周面に内輪軌道を有する内輪と、内周面に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、これら内輪軌道と外輪軌道とのうちの少なくとも一方の軌道を、これら各玉の転動面と２点で転がり接触する形状とした、単列で３点接触型又は４点接触型のラジアル玉軸受である。
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、これら各玉のピッチ円直径の５〜１３％としている。
【００１３】
【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、各玉の転動面と、これら各玉の転動面が２点で転がり接触する軌道面との転がり接触部分での発熱量を少なく抑えて、玉軸受内部の温度上昇を低く抑える事ができる。この為、この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。
【００１４】
【発明の実施の形態】
図１〜２は、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の周囲に従動プーリ４ｂを回転支持する為の転がり軸受として４点接触型（或は３点接触型）のラジアル玉軸受１４ａを使用する構造で、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、このラジアル玉軸受１４ａの耐久性確保を図る点にある。その他の部分の構造及び作用は、前述の図４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。
【００１５】
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１７ａとを備える。このうちの外輪１５ａの内周面には外輪軌道１８ａを、内輪１６ａの外周面には内輪軌道１９ａを、それぞれ全周に亙って形成している。これら各軌道１８ａ、１９ａの断面形状はそれぞれ、上記各玉１７ａの直径Ｄａの１／２よりも大きな曲率半径Ｒｏ、Ｒｉを有し互いに中心が異なる１対ずつの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。本例の場合には、上記外輪軌道１８ａの曲率半径Ｒｏを、上記各玉１７ａの直径Ｄａの０．５３倍（Ｒｏ＝０．５３Ｄａ）とし、上記内輪軌道１９ａの曲率半径Ｒｉを、上記各玉１７ａの直径Ｄａの０．５１５倍（Ｒｉ＝０．５１５Ｄａ）としている。
【００１６】
各部を上述の様に形成するのに伴って、上記各軌道１８ａ、１９ａと上記各玉１７ａの転動面とは、それぞれ最大で２点ずつ、これら各玉１７ａ毎に最大で合計４点ずつで転がり接触する事ができる。本例の場合、これら各軌道１８ａ、１９ａと各玉１７ａの転動面との転がり接触部の位置をこれら各軌道１８ａ、１９ａの中央からのずれ角度で表す、レストアングルθは、それぞれ２０度としている。又、上記外輪１５ａ及び内輪１６ａと複数個の玉１７ａとを組み合わせて上記ラジアル玉軸受１４ａを構成した状態で、このラジアル玉軸受１４ａには、正又は負のラジアル隙間が存在するが、正の隙間が存在する場合でも、その値を、前記ラジアル玉軸受１４ａのピッチ円直径Ｄｐの０．２％以下、又は、上記各玉１７ａの直径Ｄａの１．５％以下に抑えている。
【００１７】
尚、上記外輪軌道１８ａの曲率半径Ｒｏを上記内輪軌道１９ａの曲率半径Ｒｉよりも大きくした理由は、これら各軌道１８ａ、１９ａの円周方向に関する凹凸形状が、外輪軌道１８ａと内輪軌道１９ａとで互いに逆になる為である。即ち、円周方向に関する形状が凹となる上記外輪軌道１８ａの曲率半径Ｒｏを、円周方向に関する形状が凸となる上記内輪軌道１９ａの曲率半径Ｒｉよりも大きくして、上記各転がり接触部の接触面積、延ては接触圧に大きな差が生じない様にし、上記各軌道１８ａ、１９ａの転がり疲れ寿命を揃える事により、無駄のない設計をする為である。
【００１８】
又、図示の例では、上記各軌道１８ａ、１９ａの幅方向中央部に、これら各軌道１８ａ、１９ａを加工する際に使用する工具との干渉を防止する為の逃げ溝２０ａ、２０ｂを形成している。但し、この様な逃げ溝２０ａ、２０ｂは、前述した図６に示した従来構造の場合と同様に、省略する事もできる。何れにしても、上記外輪１５ａの溝底部（外輪軌道１８ａの中央部で最も肉厚が小さい部分）の肉厚Ｔ₁₅は、上記各玉１７ａの直径Ｄａの２０％以上、好ましくは２０〜４０％｛Ｔ₁₅＝（０．２〜０．４）Ｄａ｝とする。上記逃げ溝２０ａを形成する場合には上記肉厚Ｔ₁₅は、この逃げ溝２０ａの底部と上記外輪１５ａの外周面との距離を言う。この肉厚Ｔ₁₅を上記範囲に規制する事により、前記ラジアル玉軸受１４ａの外径が徒に大きくなる事を防止し、上記外輪１５ａを含むラジアル玉軸受１４ａの大型化を抑えつつ、この外輪１５ａの強度確保を図れる。
【００１９】
特に、本発明の場合には、前記ラジアル玉軸受１４ａを構成する前記各玉１７ａの直径Ｄ_a を、これら各玉１７ａのピッチ円直径Ｄ _P の５〜１３％、好ましくは５．５〜１０％の範囲に納めている。この様に上記各玉１７ａの直径Ｄ_a を上記ピッチ円直径Ｄ_P との関係で規制する事により、これら各玉１７ａの転動面と、これら各玉１７ａの転動面が２点ずつで転がり接触する上記各軌道１８ａ、１９ａとの転がり接触部分での発熱量を少なく抑える事ができる。そして、上記ラジアル玉軸受１４ａの内部の温度上昇を低く抑える事ができる。この為、このラジアル玉軸受１４ａの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。
【００２０】
次に、上記各玉１７ａの外径Ｄ_a を、ピッチ円直径Ｄ _P の５〜１３％、好ましくは５．５〜１０％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低く抑えられる事を確認する為、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４点接触型のラジアル玉軸受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１７ａ毎の発熱量（１個の玉１７ａに関する４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計算（シミュレーション）した。計算の前提として上記ラジアル玉軸受１４ａの仕様を、前記各曲率半径Ｒｏ、Ｒｉに関しては、前述した通り、外輪軌道１８ａに関しては上記各玉１７ａの直径Ｄａの０．５３倍（Ｒｏ＝０．５３Ｄａ）とし、内輪軌道１９ａに関しては上記各玉１７ａの直径Ｄａの０．５１５倍（Ｒｉ＝０．５１５Ｄａ）とした。又、レストアングルθは２０度とした。又、上記各玉１７ａのピッチ円直径Ｄ_P は４３．５mmとし、有効ラジアル隙間は０．０mmとした。
【００２１】
こ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１７ａ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 の速度で回転させた。そして、この条件下で上記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。
【００２２】
本発明者は、上記解析方法を利用して、上記各玉１７ａの直径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１７ａ毎に４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１７ａの直径Ｄ_a を、同じくピッチ円直径Ｄ_P の３．７〜２５．５％の間で変化させて、それぞれに就いての発熱量を計算した。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１７ａの直径Ｄ_a が変化した場合でも、この直径Ｄ_a とこれら各玉１７ａの数との積がほぼ一定となる様に（直径Ｄ_a が小さくなる程数を多くして）玉１７ａの数を決定し、計算に用いた。
【００２３】
この様な条件で行なった計算の結果を、図３に示す。この図３の横軸は、上記各玉１７ａのピッチ円直径Ｄ_P に対するこれら各玉１７ａの直径Ｄ_a の割合を％｛（Ｄ_a ／Ｄ_P ）×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１７ａ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１７ａ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、４点接触型のラジアル玉軸受１４ａでは、このラジアル荷重の作用側に存在する玉１７ａの転動面が、ゴシックアーチ形の断面形状を有する外輪軌道１８ａ及び内輪軌道１９ａと、それぞれ２点ずつ合計４点で、各点毎に大きな面圧で接触しているからである。
【００２４】
この様にラジアル荷重の作用側に存在する玉１７ａ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１７ａ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、上記玉１７ａ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、上記玉１７ａ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（スピン損失）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１７ａ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１７ａ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。
【００２５】
この様な観点で図３を見れば明らかな通り、上記各玉１７ａの外径Ｄ_a を、ピッチ円直径Ｄ _P の５〜１３％、好ましくは５．５〜１０％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１７ａに関する接触楕円部分に関しては、玉１７ａの直径Ｄ_a がピッチ円直径Ｄ_P の１０％以上（Ｄ_a ≧０．１Ｄ_P ）であれば、この直径Ｄ_a が小さい程、摩擦損失も小さい。特に、この直径Ｄ_a がピッチ円直径Ｄ_P の５．５〜１０％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Ｄ_a がピッチ円直径Ｄ_P の５％未満（Ｄ_a ＜０．０５Ｄ_P ）になると、逆にこの直径Ｄ_a が小さくなる程、摩擦損失が急激に大きくなる。
【００２６】
一方、図３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１７ａの直径Ｄ_a はピッチ円直径Ｄ_P の１６〜１７％程度である。上述した様に、玉１７ａの直径Ｄ_a がピッチ円直径Ｄ_P の１０％以上であれば、この直径Ｄ_a が小さい程、摩擦損失も小さくなる事から、玉１７の直径Ｄ_a を上記標準的な単列深溝型玉軸受の値（ピッチ円直径Ｄ_P 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１７ａ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。
【００２７】
又、計算結果を示す図３では、玉１７ａの直径Ｄ_a がピッチ円直径Ｄ_P の１３〜１４％である部分を境に、これ以下では玉１７ａ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１７ａの直径Ｄ_a をピッチ円直径Ｄ_P の１３％以下とする事が好ましい事が分かる。尚、玉１７ａの直径Ｄ_a 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１７ａの直径Ｄ_a をピッチ円直径Ｄ_P の１０％以下とする事が好ましい事も分かる。但し、上記図３から明らかな通り、玉１７ａの直径Ｄ_a をピッチ円直径Ｄ_P の５．５％以下、更には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１７ａの直径Ｄ_a はピッチ円直径Ｄ_P 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。
【００２８】
尚、以上の説明は、４点接触型のラジアル玉軸受１４ａに関する試算に就いて述べたが、この様な試算は、外輪軌道と内輪軌道とのうちの一方の軌道の断面形状を単一円弧形状等として、当該軌道と玉の転動面とを１点のみで接触させ、他方の軌道の断面形状をゴシックアーチ状としてこの転動面と２点で接触させる、所謂３点接触型のラジアル玉軸受に関しても、同様に適用できる。即ち、この様な３点接触型のラジアル玉軸受であっても、玉の直径をピッチ円直径との関係で上述した範囲に設定する事によって、断面形状がゴシックアーチ状である軌道との接触部分でのスピン滑りを低減して発熱量を抑え、グリースの寿命延長による耐久性確保を図れる。
【００２９】
更に、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。
【００３０】
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、図示の様に単列で４点接触型或は３点接触型のラジアル玉軸受を使用し、この転がり軸受２１の諸元を前述の図１〜２で示す様に規制すれば、本発明の作用・効果を得られる。
【００３１】
【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、３点接触型又は４点接触型の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。この為、上記プーリ用回転支持装置の低コスト化及び小型・軽量化と耐久性の確保とを図る事ができて、自動車空気調和装置のコンプレッサ等、各種機械装置の小型化、高性能化に寄与できる。
【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部分拡大断面図。
【図３】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４】従来構造の第１例を示す部分断面図。
【図５】同第２例を示す断面図。
【図６】ラジアル玉軸受のみを取り出して示す部分拡大断面図。
【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複列ラジアル玉軸受
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、１７ａ玉
１８、１８ａ外輪軌道
１９、１９ａ内輪軌道
２０ａ、２０ｂ逃げ溝
２１転がり軸受
２２緩衝材[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
A rotation support device for a pulley according to the present invention is provided in order to rotatably support a driven pulley for rotationally driving the compressor on a fixed part of a housing or the like constituting a compressor for an air conditioner for an automobile. Used in a state where it is incorporated in the compressor rotary drive.
[0002]
[Prior art]
A compressor incorporated in an automobile air conditioner and compresses a refrigerant is driven to rotate by a traveling engine. For this reason, an endless belt is stretched between a driven pulley provided at the end of the rotating shaft of the compressor and a driving pulley fixed to the end of the crankshaft of the traveling engine, based on the circulation of the endless belt. Thus, the rotary shaft is rotationally driven.
[0003]
FIG. 4 shows the structure of the rotational drive portion of the rotary shaft 1 of the compressor. The rotary shaft 1 is rotatably supported in the casing 2 by a rolling bearing (not shown). The driven pulley 4 around the support cylinder portion 3 corresponding to the support portion described in the claims provided on the outer surface of the end portion of the casing 2 is rotatably supported by a double-row radial ball bearing 5. The driven pulley 4 has a U-shaped cross section and is formed in an annular shape as a whole. A solenoid 6 fixed to the end face of the casing 2 is disposed in the internal space of the driven pulley 4. On the other hand, a mounting bracket 7 is fixed to a portion protruding from the casing 2 at the end of the rotating shaft 1, and an annular plate 8 made of a magnetic material is disposed around the mounting bracket 7 via a plate spring 9. I support it. The annular plate 8 is separated from the driven pulley 4 as shown in FIG. 4 by the elastic force of the leaf spring 9 when the solenoid 6 is not energized, but the driven pulley is energized when the solenoid 6 is energized. 4, the rotational force from the driven pulley 4 to the rotary shaft 1 can be freely transmitted. That is, the solenoid 6, the annular plate 8, and the plate spring 9 constitute an electromagnetic clutch 10 for engaging and disengaging the driven pulley 4 and the rotating shaft 1.
[0004]
In the case of the structure in which the driven pulley 4 is rotatably supported by the double-row radial ball bearing 5 as described above, a slight offset load is applied to the driven pulley 4 from the endless belt 11 stretched around the driven pulley 4. Even in such a case, the central axis of the outer ring 12 and the central axis of the inner ring 13 constituting the double-row radial ball bearing 5 are hardly mismatched (inclined). Accordingly, the durability of the double-row radial ball bearing 5 can be sufficiently ensured, and the rotation center of the driven pulley 4 can be prevented from being inclined, thereby preventing uneven wear of the endless belt 11.
However, the use of the double-row radial ball bearing 5 inevitably increases the axial dimension. The rotation support portion of the driven pulley 4 often has to be installed in a limited space, and it is not preferable that the axial dimension increases. In addition, the cost of each component increases as the axial dimension increases.
[0005]
If a single-row deep groove type radial ball bearing is used as a rolling bearing for supporting the driven pulley 4 in place of the double-row radial ball bearing 5 as described above, the axial dimension is shortened and the space is limited. Easy to install inside. However, in the case of a simple single-row deep groove type radial ball bearing, when the driven pulley 4 receives a moment load, the force for preventing the driven pulley 4 from tilting is small, and the radial ball bearing is configured. The degree to which the center axis of the outer ring does not coincide with the center axis of the inner ring becomes significant. As a result, not only the durability of the radial ball bearing becomes insufficient, but also significant uneven wear is likely to occur in the endless belt 11 that spans the driven pulley 4.
[0006]
In view of such circumstances, it is described in, for example, Japanese Patent Application Laid-Open Nos. 9-119510 and 11-336795 that a single-row four-point contact type radial ball bearing is used to support the driven pulley. As it has been, it has been conventionally considered. 5 to 6 show a second example of the conventional structure described in Japanese Patent Laid-Open No. 9-119510.
[0007]
In the case of the second example of this conventional structure, a driven pulley 4a formed by bending a metal plate by pressing or the like is placed around a support portion (not shown) by a single-row four-point contact type radial ball bearing 14. So that it can be freely supported. The radial ball bearing 14 includes an outer ring 15 and an inner ring 16 that are supported concentrically with each other, and a plurality of balls 17 and 17. Of these, an outer ring raceway 18 is formed on the inner peripheral surface of the outer ring 15, and an inner ring raceway 19 is formed on the outer peripheral surface of the inner ring 16 over the entire circumference. The cross-sectional shapes of the tracks 18 and 19 are so-called gothic arch shapes in which arcs having a radius of curvature larger than ½ of the diameter of the balls 17 and 17 intersect each other at the intermediate portion. Accordingly, each of the tracks 18 and 19 and the rolling surfaces of the balls 17 and 17 are in rolling contact with each other at a total of four points for each of the balls 17 and 17.
[0008]
Such a four-point contact type radial ball bearing 14 has higher rigidity against moment load than a general single row deep groove type radial ball bearing, and even when subjected to moment load, the central axis of the outer ring 15 and The center axis of the inner ring 16 is not easily displaced. In JP-A-11-336795, the four-point contact type radial ball bearing as described above is assembled on the rotation support portion of the driven pulley for driving the compressor, and the driven pulley and the rotating shaft of the compressor are further connected. A structure in which an electromagnetic clutch is provided therebetween is described. Incidentally, there are two contact points between the rolling surface of each ball and the outer ring raceway and the inner ring raceway with respect to one raceway but one point with respect to the other raceway, which is a so-called three-point contact type single row deep groove type. In the case of radial ball bearings, the rigidity against moment load is larger than that of a general single row deep groove type radial ball bearing. For this reason, even when using a three-point contact type single-row deep groove type radial ball bearing, the deviation between the center axis of the outer ring and the center axis of the inner ring when subjected to moment load can be kept small. .
[0009]
[Problems to be solved by the invention]
As described above, when the above-mentioned four-point contact type radial ball bearing is assembled to the rotation support part of the driven pulley for driving the compressor, both compactness, light weight and durability can be achieved at a high level. However, in the conventional case, the specifications of each part have not been fully studied, so that a sufficient effect has not always been obtained.
[0010]
That is, in the case of a 4-point contact type or 3-point contact type ball bearing, the rolling surface of each ball and at least one of the outer ring raceway and the inner ring raceway are in rolling contact at two points. The sliding motion based on the spin at the rolling contact portion increases, and the amount of heat generated at the rolling contact portion increases. When the amount of heat generated at the rolling contact portion increases in this manner, the temperature at the rolling contact portion increases significantly, and damage such as premature wear and seizure is likely to occur. In particular, since the rotation support portion of the driven pulley for driving the compressor is installed in an engine room that is at a high temperature, the temperature inside the ball bearing is likely to increase significantly, coupled with an increase in the amount of heat generated at the rolling contact portion. . And when this temperature rise becomes remarkable, the grease enclosed in the ball bearing is thermally deteriorated and the lubricity is lost, and damage such as premature wear and seizure is more likely to occur.
[0011]
In order to prevent the four-point contact type or the three-point contact type ball bearing from being damaged due to such a cause, the rolling contact between the rolling surface of each ball and the outer ring raceway and the inner raceway raceway is prevented. It is effective to suppress the amount of heat generated at the portion, to suppress the temperature rise inside the ball bearing, and to prevent the grease enclosed in the ball bearing from deteriorating. On the other hand, conventionally, no particular consideration has been given to suppressing the amount of heat generated in the ball bearing of the four-point contact type or the three-point contact type incorporated in the pulley rotation support device.
The pulley rotation support device of the present invention has been invented in view of such circumstances.
[0012]
[Means for Solving the Problems]
The pulley rotation support device of the present invention is similar to the conventionally known pulley rotation support device as described above, and includes a rotation shaft, a fixed support portion provided around the rotation shaft, and a fixed support portion. A rolling bearing supported by the supporting portion, and a pulley for supporting an endless belt rotatably supported around the supporting portion by the rolling bearing. The rolling bearing includes an inner ring having an inner ring raceway on an outer peripheral surface, an outer ring having an outer ring raceway on an inner peripheral surface, and a plurality of balls provided in a freely rollable manner between the inner ring raceway and the outer ring raceway. A single-row three-point contact type or a four-point contact type in which at least one of the inner ring raceway and the outer ring raceway has a shape that makes rolling contact with the rolling surface of each ball at two points. Radial ball bearing.
In particular, in the pulley rotation support device of the present invention, the diameter of each ball is 5 to 13% of the pitch circle diameter of each ball.
[0013]
[Action]
According to the rotation support device for pulleys of the present invention configured as described above, heat is generated at the rolling contact portion between the rolling surface of each ball and the raceway surface where the rolling surface of each ball makes rolling contact at two points. It is possible to suppress the temperature rise inside the ball bearing to a low level by reducing the amount. For this reason, deterioration of the grease enclosed in the ball bearing can be prevented, and durability of the ball bearing can be improved.
[0014]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
1 and 2 show an example of an embodiment of the present invention. The feature of the present invention is that it is a four-point contact type (or three-point contact type) radial as a rolling bearing for rotating and supporting the driven pulley 4b around a fixed support portion such as the support cylinder portion 3 of the casing 2. The structure using the ball bearing 14a is to ensure the durability of the radial ball bearing 14a by appropriately regulating the specifications of the radial ball bearing 14a. Since the structure and operation of the other parts are the same as those of the conventional structure shown in FIG. 4 described above, the same parts are denoted by the same reference numerals, and redundant description is omitted or simplified. The explanation will be focused on.
[0015]
The radial ball bearing 14a includes an outer ring 15a and an inner ring 16a that are supported concentrically with each other, and a plurality of balls 17a. Outer ring raceway 18a is formed on the inner circumferential surface of outer ring 15a, and inner ring raceway 19a is formed on the outer circumferential surface of inner ring 16a. The cross-sectional shape of each of the tracks 18a and 19a is such that a pair of arcs having curvature radii Ro and Ri larger than ½ of the diameter Da of the balls 17a and having different centers are intersected at an intermediate portion. In addition, it has a so-called Gothic arch shape. In the case of this example, the curvature radius Ro of the outer ring raceway 18a is 0.53 times the diameter Da of each ball 17a (Ro = 0.53 Da), and the curvature radius Ri of the inner ring raceway 19a is set to It is 0.515 times the diameter Da of the ball 17a (Ri = 0.515 Da).
[0016]
As each part is formed as described above, each of the tracks 18a, 19a and the rolling surface of each ball 17a has a maximum of two points, and a maximum of four points for each of these balls 17a. You can make rolling contact. In the case of this example, the rest angle θ, which represents the position of the rolling contact portion between each of the tracks 18a, 19a and the rolling surface of each ball 17a by the deviation angle from the center of each of the tracks 18a, 19a, is 20 degrees. It is said. In addition, in the state where the radial ball bearing 14a is configured by combining the outer ring 15a and the inner ring 16a and a plurality of balls 17a, the radial ball bearing 14a has a positive or negative radial gap. Even when there is a gap, the value is suppressed to 0.2% or less of the pitch circle diameter Dp of the radial ball bearing 14a or 1.5% or less of the diameter Da of each of the balls 17a.
[0017]
The reason why the radius of curvature Ro of the outer ring raceway 18a is larger than the radius of curvature Ri of the inner ring raceway 19a is that the concave and convex shapes in the circumferential direction of these raceways 18a and 19a are the same between the outer ring raceway 18a and the inner ring raceway 19a. This is because they are opposite to each other. That is, the curvature radius Ro of the outer ring raceway 18a having a concave shape in the circumferential direction is made larger than the curvature radius Ri of the inner ring raceway 19a having a convex shape in the circumferential direction. This is because a large difference is not generated in the contact area and, in turn, the contact pressure, and the rolling fatigue life of each of the tracks 18a and 19a is made uniform so as to design without waste.
[0018]
In the illustrated example, clearance grooves 20a and 20b are formed at the center in the width direction of the tracks 18a and 19a to prevent interference with the tools used when machining the tracks 18a and 19a. ing. However, such escape grooves 20a and 20b can be omitted as in the case of the conventional structure shown in FIG. In any case, the thickness T ₁₅ of the groove bottom portion of the outer ring 15a (the thinnest portion at the center of the outer ring raceway 18a) is 20% or more of the diameter Da of each ball 17a, preferably 20 to 40. % {T ₁₅ = (0.2 to 0.4) Da}. The thickness T ₁₅ in the case of forming the relief grooves 20a refers to the distance between the outer peripheral surface of the bottom and the outer ring 15a of the relief groove 20a. By restricting the wall thickness T ₁₅ to the above range, the outer diameter of the radial ball bearing 14a is prevented from being increased unnecessarily, and the radial ball bearing 14a including the outer ring 15a is prevented from being enlarged, and the outer ring is reduced. The strength of 15a can be secured.
[0019]
Particularly, in the case of the present invention, the diameter D _a of the respective balls 17a constituting the radial ball bearing 14a, 5 to 13% of the pitch circle diameter D _P of the balls 17a, preferably 5.5 to 10 % Is in the range. By regulating the diameter D _a of such a the respective balls 17a in relation to said pitch circle diameter D _P, and the rolling surfaces of the balls 17a, the one by the rolling surfaces of the balls 17a are two points The amount of heat generated at the rolling contact portion with each of the tracks 18a and 19a in rolling contact can be reduced. And the temperature rise inside the said radial ball bearing 14a can be suppressed low. For this reason, deterioration of the grease enclosed in the radial ball bearing 14a can be prevented, and durability of the radial ball bearing 14a can be improved.
[0020]
Next, the outer diameter D _a of the balls 17a, 5 to 13% of the pitch circle diameter D _P, preferably by to pay in the range of 5.5 to 10%, the temperature rise of the interior of the radial ball bearing 14a The calculation performed by the present inventor will be described in order to confirm that it can be kept low.
This calculation is based on the amount of heat generated by each of the balls 17a (one ball 17a) when the four-point contact type radial ball bearing 14a having the specifications shown in FIG. 2 is operated while applying a radial load. The calorific value based on the friction loss at the four rolling contact portions) was calculated (simulated) by a computer. As a premise of calculation, the specification of the radial ball bearing 14a is as follows. Regarding the respective curvature radii Ro and Ri, as described above, the outer ring raceway 18a is 0.53 times the diameter Da of each of the balls 17a (Ro = 0.53 Da). The inner ring raceway 19a is 0.515 times the diameter Da of each ball 17a (Ri = 0.515 Da). The rest angle θ was 20 degrees. The pitch circle diameter D _P of the balls 17a is set to 43.5 mm, the effective radial clearance was 0.0 mm.
[0021]
With a radial ball bearing 14a having such a specification loaded with a radial load of 1000 N at a position offset (offset) by 4.35 mm in the axial direction from the center of this radial ball bearing 14a (the center of each ball 17a), The outer ring 15a was rotated at a speed of 10,000 min-1. And the calorific value of each said rolling contact part was computed on this condition. As a calculation method (analysis method), the method described in “Taniguchi, Aramaki, Masada: Performance analysis of four-point contact ball bearing” (Japan Tribology Society, Tribology Conference 96 Spring Tokyo Lecture Proceedings) was adopted. Incidentally, it has been reported that the frictional torque of the bearing calculated by the analysis method described in this document agrees with the experimental torque measurement result, and a sufficiently reliable calculation result can be obtained.
[0022]
The inventor uses the above analysis method to generate local heat within the radial ball bearing 14a when the diameter of each ball 17a is changed, that is, four points for each ball 17a. The amount of heat generated at each rolling contact portion was calculated. Moreover, this calculation, the diameter D _a of the balls 17a, also varied between 3.7 to 25.5% of the pitch circle diameter D _P, was calculated calorific value of concerning each. In this case, considering the practical structure as a radial ball bearing 14a, even if the diameter D _a of the balls 17a is changed, the product of the number of the diameter D _a and respective balls 17a is substantially constant as the determining the number of (the diameter D _a is by increasing the number of degree becomes smaller) ball 17a, used for the calculation.
[0023]
The results of calculations performed under such conditions are shown in FIG. The horizontal axis of FIG. 3 represents the ratio of the diameter D _a of each ball 17a to the pitch circle diameter D _P of each ball 17a in% {(D _a / D _P ) × 100}, and the vertical axis represents the ball 1 The amount of generated heat for each piece is represented by W. In addition, this calorific value was calculated | required based on the friction loss of the rolling contact part of the ball | bowl 17a which exists in the position which loads the radial load of 1000N among each said ball | bowl 17a incorporated in the said radial ball bearing 14a. . This is because, in the four-point contact type radial ball bearing 14a operated while receiving a radial load in one direction, the rolling surface of the ball 17a existing on the radial load acting side has a Gothic arch-shaped cross-sectional shape. This is because the outer ring raceway 18a and the inner ring raceway 19a that are included are in contact with each other with a large surface pressure at two points, for a total of four points.
[0024]
In this way, the ball 17a existing on the radial load acting side has extremely large friction generated at the rolling contact portion as compared with the ball 17a existing at the other position, that is, the portion where the radial load does not act. The calorific value at the end also increases. The amount of heat generated in such a rolling contact portion is based on the loss due to rolling friction between the rolling surface of the ball 17a and the outer ring raceway 18a and the inner ring raceway 19a, and the rolling surface of the ball 17a and the outer ring raceway. And those based on loss due to relative sliding friction (spin loss) inside the contact ellipse formed at the rolling contact portion between 18a and the inner ring raceway 19a. In any case, the deterioration of the grease under high temperature, which leads to a decrease in the durability of the radial ball bearing 14a, is affected by local heat generation and temperature rise such as the balls 17a and further contact ellipses. It is thought that there is. That is, when a significant temperature increase occurs in the contact ellipse due to friction, the grease existing in the vicinity of the contact ellipse is thermally deteriorated. As a result, the entire grease gradually deteriorates, and the durability of the radial ball bearing 14a enclosing this grease is increased. It is thought to cause a decline. Therefore, in order to prevent the deterioration of the durability of the radial ball bearing 14a due to the thermal deterioration of the grease, local heat generation such as the contact ellipse portion related to the ball 17a existing on the radial load acting side is suppressed as much as possible. Things are considered necessary.
[0025]
As is evident if you look at Figure 3 at such a point of view, the outer diameter D _a of the balls 17a, 5 to 13% of the pitch circle diameter D _P, preferably it Osamere in the range of 5.5 to 10% The durability of the radial ball bearing 14a can be improved while suppressing the heat generation. That is, regarding the contact ellipse portion related to the ball 17a existing on the radial load acting side, if the diameter D _{a of the} ball 17a is 10% or more of the pitch circle diameter D _P (D _a ≧ 0.1D _P ), as the diameter D _a is small, the friction loss is small. In particular, in the range of 5.5 to 10% of the diameter D _a pitch circle diameter D _P, friction loss takes a substantially constant small value. On the other hand, when the diameter D _a is less than 5% of the pitch circle diameter D _P (D _a <0.05 D _P ), the friction loss increases rapidly as the diameter D _a decreases.
[0026]
On the other hand, it is a standard single row deep groove type ball bearing having a size close to the size of the radial ball bearing 14a (pitch circle diameter = 43.5 mm) obtained from the analysis result shown in FIG. The inner diameter = 25 mm, outer diameter = 47 mm, width = 12 mm), 6006 (inner diameter = 30 mm, outer diameter = 55 mm, width = 13 mm), 6007 (inner diameter = 35 mm, outer diameter = 62 mm, width = 14 mm) the diameter D _a is about 16-17% of the pitch circle diameter D _P. As described above, if the diameter D _a of the ball 17a is more than 10% of the pitch circle diameter D _P, as this diameter D _a is small, the fact that also small friction losses, the standard diameter D _a of the ball 17 specific by smaller than the value of the single-row deep groove ball bearing (16% of the pitch circle diameter D _P), local rather than employ a ball 17a of the same diameter as the standard single-row deep groove ball bearing It can be seen that the heat generation is reduced and the durability of the bearing can be extended.
[0027]
Further, FIG. 3 shows the calculation results, the boundary portion is 13 to 14% of the diameter D _a pitch circle diameter D _P of the ball 17a, is reduced heat generation amount of the balls 17a is more than 5% below which . From this, in order to further reduce local heat generation at the contact ellipse portion, it is it is found preferable that the diameter D _a of the ball 17a with 13% or less of the pitch circle diameter D _P. Incidentally, when reducing the diameter D _a of the ball 17a, when the load capacity of the radial ball bearing 14a is reduced, but is disadvantageous from the viewpoint of ensuring the rolling fatigue life, which does not require high load capacity, contact ellipse suppressing local heat generation at the portion, from the viewpoint of securing the grease life, even seen it is preferred that a further 10% or less of the diameter D _a of the pitch circle diameter D _P of the ball 17a. However, as is clear from FIG. 3, 5.5% or less of the diameter D _a of the pitch circle diameter D _P of the ball 17a, even when less than 5%, localized heating at the contact ellipse portion rapidly increases . From this aspect, even when considering that to ensure the grease life, the diameter D _a of the ball 17a is more than 5% of the pitch circle diameter D _P, preferably it is found that it is necessary to secure more than 5.5%.
[0028]
In the above description, the trial calculation for the four-point contact type radial ball bearing 14a has been described. However, in this calculation, the cross-sectional shape of one of the outer ring raceway and the inner ring raceway is changed to a single circular arc. The so-called three-point contact type radial in which the track and the rolling surface of the ball are brought into contact at only one point as the shape, etc., and the cross-sectional shape of the other track is in a Gothic arch shape and in contact with the rolling surface at two points. The same applies to ball bearings. In other words, even in such a three-point contact type radial ball bearing, by setting the ball diameter in the above-mentioned range in relation to the pitch circle diameter, contact with a track having a Gothic arch shape in cross section is possible. Reduces the amount of heat generated by reducing the spin slip at the part, and ensures durability by extending the life of the grease.
[0029]
Furthermore, although the above description showed about the case where this invention was applied to the rotation support apparatus for pulleys which provided the electromagnetic clutch for engaging / disengaging a pulley and a rotating shaft, this invention is rotated from a pulley. Any structure that can freely transmit the rotational force to the shaft can be applied to a simple pulley rotation support device without an electromagnetic clutch. That is, for example, in the case of a swash plate type variable displacement compressor as described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 11-210619 or Japanese Utility Model Laid-Open No. 64-27482, the inclination angle of the swash plate is extremely small (further, By setting the tilt angle to zero), the rotational torque of the compressor's rotating shaft can be made extremely small.
[0030]
In the case of such a structure, as shown in FIG. 7, the driven pulley 4 c and the rotary shaft 1, which are rotatably supported via a rolling bearing 21 around the support cylinder portion 3 formed at the end portion of the casing 2, May be coupled via a shock absorber 22 functioning as a torque tube so that rotational force can be transmitted as long as excessive torque is not applied, and an electromagnetic clutch may not be provided. With such a structure, as the rolling bearing 21, a single-point four-point contact type or three-point contact type radial ball bearing is used as shown in the figure, and the specifications of the rolling bearing 21 are shown in FIG. If it restrict | limits as shown by 2, the effect | action and effect of this invention can be acquired.
[0031]
【The invention's effect】
As described above, the rotation support device for pulleys of the present invention suppresses the amount of heat generated at the rolling contact portion of the three-point contact type or four-point contact type ball bearing, thereby suppressing the temperature rise inside the ball bearing, The durability of the ball bearing can be improved by preventing the grease from deteriorating. For this reason, the rotation support device for pulleys can be reduced in cost, reduced in size, weight and durability, and reduced in size and performance of various mechanical devices such as a compressor of an automobile air conditioner. Can contribute.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a partial cross-sectional view showing an example of an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a partially enlarged sectional view showing only a radial ball bearing.
FIG. 3 is a diagram showing the influence of the ratio of the diameter of each ball to the pitch circle diameter of each ball on the calorific value.
FIG. 4 is a partial sectional view showing a first example of a conventional structure.
FIG. 5 is a sectional view showing the second example.
FIG. 6 is a partially enlarged sectional view showing only a radial ball bearing.
FIG. 7 is a cross-sectional view showing another example of a structure that is an object of the present invention.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Rotating shaft 2 Casing 3 Support cylinder part 4, 4a, 4b, 4c Driven pulley 5 Double row radial ball bearing 6 Solenoid 7 Mounting bracket 8 Annular plate 9 Leaf spring 10 Electromagnetic clutch 11 Endless belt 12 Outer ring 13 Inner ring 14, 14a Radial ball Bearing 15, 15a Outer ring 16, 16a Inner ring 17, 17a Ball 18, 18a Outer ring raceway 19, 19a Inner ring raceway 20a, 20b Escape groove 21 Rolling bearing 22 Buffer material

Claims

A rotary shaft, a fixed support portion provided around the rotary shaft, a rolling bearing supported by the fixed support portion, and an endless support rotatably supported around the support portion by the rolling bearing The rolling bearing includes an inner ring having an inner ring raceway on an outer peripheral surface, an outer ring having an outer ring raceway on an inner peripheral surface, and is freely rollable between the inner ring raceway and the outer ring raceway. And a plurality of balls provided on the inner ring raceway, and at least one of the inner ring raceway and the outer ring raceway has a shape that is in rolling contact with the rolling surface of each of these balls at three points in a single row. In a pulley rotation support device which is a point contact type or four point contact type radial ball bearing, the diameter of each ball is 5 to 13% of the pitch circle diameter of each ball. Rotation support device.

The rotation support device for pulleys according to claim 1, wherein the diameter of each ball is 5.5 to 10% of the pitch circle diameter of each ball.

The rotation support device for pulleys according to any one of claims 1 to 2, wherein a radial load is applied to the radial ball bearing at a position shifted in an axial direction from a center of each ball constituting the radial ball bearing.