JP4085235B2

JP4085235B2 - Single row ball bearings for pulley support

Info

Publication number: JP4085235B2
Application number: JP2001339410A
Authority: JP
Inventors: 雅人谷口
Original assignee: NSK Ltd
Current assignee: NSK Ltd
Priority date: 2001-11-05
Filing date: 2001-11-05
Publication date: 2008-05-14
Anticipated expiration: 2021-11-05
Also published as: JP2003139144A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ベルトによって駆動されるカーエアコンコンプレッサ用電磁クラッチなどの自動車補機用のプーリを支持するのに好適な多点接触玉軸受に関する。
【０００２】
【従来の技術】
上記のようなプーリを軸受で支持した場合、プーリに掛け回されるベルトの幅方向中心位置と軸受の軸方向中心位置とがずれている場合がある。この場合、ベルトの張力は、軸受にラジアル荷重を与えると同時に、上記ずれ（オフセット）量に比例したモーメント荷重を与える。モーメント荷重は、支持軸に対してプーリを傾けるように作用する。
ここで、プーリが大きく傾くと、ベルトが偏磨耗し、ベルト早期破損の原因となる。また、電磁クラッチの場合には、プーリの変位や傾きが大きくなると、クラッチＯＦＦの状態に必要な、クラッチ部材間の一定の隙間が確保されない。クラッチ部材間の隙間が大きくなると電磁クラッチの動作不良が生じ、逆に隙間が小さくなると部材の衝突や磨耗、異音発生などの不具合が生じる。したがって、このような用途には、従来、剛性の高い複列アンギュラ玉軸受が用いられてきた。
【０００３】
しかし、昨今、自動車のコンパクト化、コストダウン化に対応するため、プーリ支持用軸受を単列化する傾向がある。複列アンギュラ玉軸受は、単列玉軸受に比べて幅寸法が大きいため、昨今の自動車に要求される省スペース化には適さない。また、複列アンギュラ玉軸受は、構造上も大きさからも、単列玉軸受に比べてコスト高になる。
【０００４】
プーリ支持用単列軸受として、上記のようなプーリの変位や傾きを抑える必要から、モーメント剛性の高い４点接触玉軸受や、３点接触玉軸受を使おうとする動きがある（例えば、特開平１１−３３６７９５号公報、特開平１１−２１０７６６号公報、特開２０００−１２０６６８号公報等）。
【０００５】
また、複列アンギュラ玉軸受を使用した際に発生する異音抑制の観点から、４点接触玉軸受や３点接触玉軸受を使おうとする動きもある（例えば、特開平９−１１９５１０号公報、特開平９−１２６３０３号公報、特開２０００−１７０７５２号公報等）。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、上記４点接触玉軸受や３点接触玉軸受では、特開平１１−２１０７６６号公報で指摘されているように、転動体である玉と２点で接触する軌道輪上において、玉と軌道間のスピン運動によるすべりが大きく、過大な発熱、焼付き、磨耗などの問題が生じやすい。プーリ支持用軸受は自動車のエンジン近傍で使用されるため、使用条件によっては、軸受周囲の温度がかなりの高温になる。周囲が高温で、更に軸受内部の発熱が高いとき、軸受内部の温度、特に玉と内輪軌道との接触楕円内で、局所的に温度が著しく高くなることが想定できる。
この局所的な高温にさらされることで、軸受内部の潤滑グリースが劣化し、潤滑不良から最終的には軸受がロックしてしまう不具合が考えられる。高温下で使用されるプーリ支持用多点接触玉軸受では、転がり疲れ寿命に到達する前に、グリースの劣化による潤滑不良によって軸受の運転性能が損なわれてしまう可能性が高い。
【０００７】
本発明は、上記事情に鑑みてなされたもので、その目的は、モーメント荷重もしっかりと支持でき、高温下で使用されても異常発熱及び潤滑剤劣化が生じないプーリ支持用単列玉軸受を提供することにある。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
本発明の目的は、下記構成により達成される。
（１）ベルト駆動されるプーリ支持用単列玉軸受であって、前記単列玉軸受は、グリース潤滑される４点接触玉軸受から成り、前記ベルトから前記単列玉軸受に作用するラジアル荷重の軸方向における荷重負荷中心位置は、当該単列玉軸受の軸方向中心位置からずれており、前記単列玉軸受の内輪は、軸方向の前記荷重負荷中心位置側に第一の接触点を提供する曲率半径がＲ _ｉ１の第１の軌道輪溝を有し、軸方向の前記軸受中心位置を越え前記荷重負荷中心位置から遠い側に第二の接触点を提供する曲率半径がＲ _ｉ２の第２の軌道輪溝を有し、Ｒ _ｉ１＞Ｒ _ｉ２であることを特徴とするプーリ支持用単列玉軸受。
（２）前記第１の軌道輪溝の曲率半径Ｒ _ｉ１と前記第２の軌道輪溝の曲率半径Ｒ _ｉ２との差が、玉径の０．５％以上である前記（１）に記載のプーリ支持用単列玉軸受。
（３）前記第１の軌道輪溝の曲率半径Ｒ _ｉ１が、玉径の５４．５％以上であり、前記第１の軌道輪溝の曲率半径Ｒ _ｉ１と前記第２の軌道輪溝の曲率半径Ｒ _ｉ２との差が、玉径の３％以上である前記（１）または（２）に記載のプーリ支持用単列玉軸受。
（４）ベルト駆動されるプーリ支持用単列玉軸受であって、前記単列玉軸受は、グリース潤滑される３点接触玉軸受から成り、前記ベルトから前記単列玉軸受に作用するラジアル荷重の軸方向における荷重負荷中心位置は、当該単列玉軸受の軸方向中心位置からずれており、前記単列玉軸受の内輪は、軸方向の前記荷重負荷中心位置側に第一の接触点を提供する曲率半径がＲ _ｉ１の第１の軌道輪溝を有し、軸方向の前記軸受中心位置を越え前記荷重負荷中心位置から遠い側に第二の接触点を提供する曲率半径がＲ _ｉ２の第２の軌道輪溝を有し、Ｒ _ｉ１＞Ｒ _ｉ２であることを特徴とするプーリ支持用単列玉軸受。
（５）前記第１の軌道輪溝の曲率半径Ｒ _ｉ１と前記第２の軌道輪溝の曲率半径Ｒ _ｉ２との差が、玉径の０．５％以上である前記（４）に記載のプーリ支持用単列玉軸受。
（６）前記第１の軌道輪溝の曲率半径Ｒ _ｉ１が、玉径の５４．５％以上であり、前記第１の軌道輪溝の曲率半径Ｒ _ｉ１と前記第２の軌道輪溝の曲率半径Ｒ _ｉ２との差が、玉径の３％以上である前記（４）または（５）に記載のプーリ支持用単列玉軸受。
【０００９】
上記構成によれば、内輪にある第一溝の溝曲率半径を大きくすることにより、その溝と玉との間にできる接触楕円内のすべりが小さくなるため、接触楕円内での局所的な発熱を抑えることができる。このため、潤滑剤劣化が少なく、高温下での使用に耐えることができる。また、２個の溝の両方について溝曲率半径を大きくしたとき（２個の溝を対称にしたとき）に比べて、プーリの変位や傾きを小さく抑えることができる。
【００１０】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態を、図面に基づいて詳細に説明する。図１は自動車補機用プーリの構成を示す要部の拡大断面図である。この自動車補機用プーリ１は、カーエアコンコンプレッサ用電磁クラッチに関するものである。この電磁クラッチは、車両走行用エンジンに発生する回転動力を冷凍サイクルのコンプレッサに伝達したり遮断したりするものである。図１に示すように、コンプレッサハウジング２の中心から回転自在に突出した駆動軸３の先端部に回転円盤４が設けられ、回転円盤４の外周側には可撓部材５を介してアーマチュア６が取り付けられている。駆動軸３の周囲を囲むようにして、コンプレッサハウジング２と一体に円筒軸２ａが突出するように設けられ、その外周面に、多点接触玉軸受の一例である４点接触玉軸受１１の内輪１２が固定されている。
【００１１】
４点接触玉軸受１１の外輪１３には、ロータ７が外嵌されている。ロータ７の外周面には、プーリ７ａが一体的に設けられている。プーリ７ａの外周面に、想像線で示すようにベルト８が掛け回される。ロータ７のコンプレッサハウジング２側とは反対側の側面には、アーマチュア６と接触して摩擦力により回転力を伝達する摩擦面７ｂが形成されている。ロータ７のコンプレッサハウジング２側の側面には凹所７ｄが設けられている。凹所７ｄ内には、電磁コイル９が、ロータ７と接触しないように収容されている。電磁コイル９は、コンプレッサハウジング２に固定されている。
【００１２】
電磁コイル９の非励磁時には、摩擦面７ｂとアーマチュア６との間に隙間Ｇがあいている。
電磁コイル９に電流を流すと磁界が発生し、アーマチュア６が可撓部材５の弾性に抗して電磁コイル９側に引き付けられ、摩擦面７ｂに押圧接触する。この結果、プーリ７ａの回転力がアーマチュア６、回転円盤４、駆動軸３を介してコンプレッサを駆動するように伝達される。
ベルト８の幅方向中心位置αと、軸受１１の軸方向中心位置βとは、オフセット量δでずれており、軸受１１にはモーメント荷重が作用する。
【００１３】
上記４点接触玉軸受１１は、図２に示すように、内輪１２と外輪１３との間に複数の玉１４を転動自在に配設したものである。内輪１２の外径面には玉１４との第一の接触点を提供する第一溝１２ａと、玉１４との第二の接触点を提供する第二溝１２ｂとが設けられ、それらによって内輪軌道が形成されている。外輪１３の内径面にも、玉１４との第一の接触点を提供する第一溝１３ａと、玉１４との第二の接触点を提供する第二溝１３ｂとが設けられ、それらによって外輪軌道が形成されている。外輪軌道の断面形状は、玉１４とレスト角θで接触するゴシックアーチ形状にされ、軸受の軸方向中心線βに対して対称な形状になっている。外輪１３の第一溝１３ａの曲率半径Ｒ_O1と第二溝１３ｂの曲率半径Ｒ_O2とは等しい。第一溝１３ａの曲率半径中心Ｐ_o1と、第二溝１３ｂの曲率半径中心Ｐ_o2とは、径方向同位置、かつ玉１４の中心Ｐから軸方向に同距離離れた対称位置に配置されている。第一溝１３ａの曲率半径中心Ｐ_o1は、レスト角を示す線Ｌａ上に配置され、第二溝１３ｂの曲率半径中心Ｐ_o2は、レスト角を示す線Ｌｂ上に配置されている。
なお、図２の左方に付した符号Ｄｐはピッチ円径を表し、Ｄoは玉１４の直径（玉径）を表し、Ｐは玉１４の中心を表している。
【００１４】
内輪軌道を形成する第一溝１２ａの曲率半径Ｒ_i1は、第二溝１２ｂの曲率半径Ｒ_i2より大きくなっている。第一溝１２ａの曲率半径中心Ｐ_i1と、第二溝１２ｂの曲率半径中心Ｐ_i2とは、径方向に異なる位置、かつ玉１４の中心Ｐから軸方向反対側に異なる距離離れた位置に配置されている。第一溝１２ａと第二溝１２ｂとの接続点（内輪軌道の頂点）１２ｃは、軸受軸方向中心位置βからずれている。接続点１２ｃが、図１に示したベルト８の幅方向中心位置α側に位置するように、軸受１１は自動車補機用プーリ１に組み付けられる。
ここでは、第一溝１２ａの曲率半径中心Ｐ_i1は、レスト角を示す線Ｌｂ上に配置され、第二溝１２ｂの曲率半径中心Ｐ_i2は、レスト角を示す線Ｌａ上に配置されている。しかし、これに限定されず、例えば内輪１２のレスト角を、外輪１３のレスト角と異ならせてもよい。例えば内輪１２のレスト角を外輪１３のそれより小さくしてもよい。
【００１５】
玉１４は保持器１８によって転動自在に保持されている。玉１４を挟む軸方向両側に、シール部材１５，１５が設けられている。シール部材１５の外周部は、外輪１３の内径面に設けられた係止溝１７に固定され、シール部材１５の内周部（リップ部）は、内輪の外径面に設けられたシール溝１６の側面に接している。
潤滑方式としては、グリース潤滑を採用することができる。
【００１６】
以上のような４点接触玉軸受１１を自動車補機用プーリ１に用いることで、内輪１２の第一溝１２ａと玉１４との間にできる接触楕円内のすべりが小さくなり、接触楕円内での局所的な発熱を抑えることができる。このため、潤滑剤劣化が少なく、高温下での使用に長期間耐えることができる。
【００１７】
図３に、多点接触玉軸受の別の例として、３点接触玉軸受１１’を示す。図３に示すように、内輪１２の外径面には第一溝１２ａと第二溝１２ｂとが設けられ、それらによって内輪軌道が形成されている。一方、外輪１３の内径面には、単一の接触点で玉１４と接する外輪軌道１３ｄが形成されている。
他の構成は、図２に示した玉軸受１１と同様とすることができる。
【００１８】
図４に示すような、内輪軌道及び外輪軌道の双方を軸方向中心線βに対称なゴシックアーチ形状にされた従来品の４点接触玉軸受に、ラジアル荷重を負荷したときの運転状態を、計算機を用いた解析でシミュレートした。解析に用いた条件を表１に示す。ラジアル荷重は、軸受中心（図１〜図３に示したβ）から軸方向に４．３５ｍｍずれた（オフセットした）位置（図１のα）に負荷されるものとした。
【００１９】
【表１】

【００２０】
解析手法には「４点接触玉軸受の性能解析」（谷口、荒牧、正田；（社）日本トライボロジー学会、トライボロジー会議１９９６年春東京講演予稿集）に記載の方法を採用した。本解析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ことが報告されている。
ここでは、計算によって得られる最大ＰＶ値に注目する。ＰＶ値は、玉と内外輪軌道面の接触点における発熱や摩耗の指標として、しばしば用いられるパラメータである（例えば特開平１１−２１０７６６号公報など）。
玉と軌道との接触点は、実際には表面の弾性変形により、ヘルツの接触理論において楕円形で表される領域をもつ面となる。ＰＶ値は、この接触面内の面圧Ｐとすべり速度Ｖとの積である。解析では、各玉と各軌道との接触面内において、ＰＶ値を計算している。ＰＶ値に表面間のすべり摩擦係数μを乗じた値μＰＶは、単位面積・単位時間当たりのすべりによる摩擦損失（＝発熱）である。
【００２１】
図４の４点接触玉軸受５１に、ラジアル荷重１０００Ｎを負荷した際の、玉５４の各接触点における最大ＰＶ値を計算機によって解析した結果を図５に示す。図５に示すように、外輪５３にかかるラジアル荷重の位置に近い側の内輪軌道（第一溝）上のＰＶ値が、他の接触点に比べて大きくなった。
【００２２】
軸受の耐久性を低下させる高温下のグリース劣化については、玉一個分や、接触楕円一つ分といった局所的な発熱、温度上昇が影響していると考えられる。したがって、ＰＶ値に代表されるすべり発熱をできるだけ小さく抑えることによって、高温下で使用されるプーリ用軸受の寿命延長を図ることができる。
【００２３】
ＰＶ値を抑えるためには、接触楕円内のすべり速度Ｖを小さくすることが有効である。軌道の溝曲率半径を大きくし、接触楕円の大きさを小さくすることによって、すべり速度Ｖを小さく抑えることができる。そこで、内輪５２の第一溝の溝曲率半径のみを変えて計算を行った。この計算結果を図６に示す。外輪５３の第一溝及び第二溝並びに内輪５２の第二溝の溝曲率半径は、表１の条件と同じである。ラジアル荷重を１０００Ｎとしたときも２０００Ｎとしたときも、内輪第一溝の溝曲率半径を大きくすると、接触点における最大ＰＶ値が減少した。このため、局所的な発熱が減少し、耐久時間延長の効果が期待できる。
【００２４】
ＰＶ値の限界には諸説あるが、発明者らの研究では、計算によるＰＶ値が１．５〜２．０ＧＰａｍ／ｓを超えると、軌道面の摩耗が問題になることがわかっている（特開平１１−２１０７６６号公報）。ラジアル荷重２０００Ｎに対する計算結果から、内輪第一溝の溝曲率半径を玉径の５２％以上、すなわち内輪第一溝と内輪第二溝（溝曲率半径＝玉径の５１．５％）の溝曲率半径の差を玉径の０．５％以上とすると、ＰＶ値が２．０ＧＰａｍ／ｓを下まわり、摩耗などの問題が発生しにくくなる。さらに、内輪第一溝の溝曲率半径を玉径の５４．５％以上、すなわち内輪第一溝と内輪第二溝の溝曲率半径の差を玉径の３％以上とすると、ＰＶ値が１．５ＧＰａｍ／ｓ以下となり、軌道の摩耗による問題が発生しなくなることが期待できる。
【００２５】
実際の軸受では、溝曲率半径を過度に大きくすると、接触点における圧力が大きくなるため、転がり疲れ寿命が短くなる可能性がある。本発明で取り上げた溝曲率半径の大きさには、転がり疲れ寿命の観点から上限が決定されると考えられる。この観点から溝曲率半径の上限を玉径の６０％とすることが好ましい。
また、プーリや自動車用補機への組み付けを考慮すると、溝曲率半径が第一溝、第二溝で異なる軸受には、オフセット荷重の方向に対して正しい向きに軸受を組み付けることができるように、方向を示す識別マークを表示することが好ましい。
【００２６】
単に接触点のＰＶ値、発熱を抑えるだけなら、図４に示した第一溝、第二溝が対称となる断面をもつ４点接触玉軸受において、溝曲率半径を大きくすることも有効である。すなわち、例えば内輪において、第一溝と第二溝の溝曲率半径を両方とも大きくする方法が考えられる。この方法と非対称溝による本発明の方法を比較する。
【００２７】
図７は、内輪第一溝の溝曲率半径のみを変化させた場合と、内輪第一溝と第二溝の両方の溝曲率半径を一致させたまま変化させた場合の、ラジアル負荷位置にある玉の接触点における最大ＰＶ値を計算機によって解析した結果を示すものである（ラジアル荷重１０００Ｎ）。溝曲率半径を大きくすると、どちらの場合も同様に最大ＰＶ値が下がり、発熱を抑え、グリースの劣化防止に効果があることがわかる。
しかし、最大ＰＶ値は、内輪第一溝の溝曲率半径のみを変化させた場合の方が、内輪第一溝と第二溝の両方の溝曲率半径を一致させたまま変化させた場合に比べて小さく、本発明の手法が有利であるといえる。
【００２８】
図８は、上記と同様に溝曲率半径を変化させた場合の、プーリ外径部（φ１１０ｍｍ）の軸方向変位を示すものである（ラジアル荷重１０００Ｎ）。内輪第一溝の溝曲率半径のみを変化させた場合は、プーリ外径部の移動量はあまり変化しない。
一方、内輪第一溝、第二溝の溝曲率半径をともに変化させて、対称断面の内輪としたときには、溝曲率半径を大きくすると、プーリ外径部の変位も増加することがわかる。ベルトがかかるプーリ外径部の変位が大きくなることは、ベルトの偏摩耗や、電磁クラッチの場合は、クラッチの動作不良につながるため好ましくない。４点接触玉軸受内輪の２個の溝のうち、すべり発熱の大きい一方の溝曲率半径を他方に比べて大きくすることは、プーリ軸受としての剛性を維持しながら、局所的な接触楕円内のすべり発熱を抑え、軸受の耐久時間延長に大きな効果がある。
【００２９】
以上、単列４点接触玉軸受の内輪について、本発明の作用効果について説明した。外輪上の２個の溝についても同様に、すべりの大きい側の溝の溝曲率半径を、他方の溝の溝曲率半径よりも大きくすることによって、局所的な発熱を抑えて、グリース劣化を低減させる効果がある。
なお、図３に示した３点接触玉軸受においても、玉と２点で接触する軌道輪上の２個の溝の溝曲率半径に上記同様の違いをもたせることは、スピンすべりを低減し、発熱を抑制する効果がある。したがって、本発明は３点接触玉軸受に適用しても有効である。
【００３０】
【発明の効果】
以上説明したように、本発明に係る多点接触玉軸受によれば、軌道上の局所的な発熱を抑え、グリース劣化や摩耗による寿命低下を防ぐことができる。また、この多点接触玉軸受を適用した自動車補機用プーリは、所定の剛性を維持しながら、多点接触玉軸受が局所的な発熱の抑制、耐久時間延長等を可能にする構成であることから、自動車補機用プーリ自体の信頼性向上はもとより、自動車の信頼性向上をも図り得る。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施形態である自動車補機用プーリの構成を示す要部の拡大断面図である。
【図２】多点接触玉軸受の第１例を示す断面図である。
【図３】多点接触玉軸受の第２例を示す断面図である。
【図４】従来品における玉と軌道との接触点の位置を示す模式的断面図である。
【図５】玉と軌道との接触点の位置と最大ＰＶ値との関係を示す特性図である。
【図６】溝曲率半径と最大ＰＶ値との関係を示す特性図である。
【図７】溝曲率半径と最大ＰＶ値との関係を示す特性図である。
【図８】溝曲率半径とプーリ外径部の軸方向移動量との関係を示す特性図である。
【符号の説明】
１自動車補機用プーリ
７ａプーリ
８ベルト
１１４点接触玉軸受（多点接触玉軸受）
１２内輪
１２ａ第一溝
１２ｂ第二溝
１４玉[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a multipoint contact ball bearing suitable for supporting a pulley for an automobile auxiliary machine such as an electromagnetic clutch for a car air conditioner compressor driven by a belt.
[0002]
[Prior art]
When the pulley as described above is supported by the bearing, the center position in the width direction of the belt wound around the pulley and the center position in the axial direction of the bearing may be shifted. In this case, the belt tension applies a radial load to the bearing and, at the same time, a moment load proportional to the amount of deviation (offset). The moment load acts to tilt the pulley relative to the support shaft.
Here, if the pulley tilts greatly, the belt wears unevenly, causing premature belt damage. In the case of an electromagnetic clutch, if the displacement or inclination of the pulley increases, a certain gap between the clutch members that is necessary for the clutch OFF state is not ensured. When the gap between the clutch members becomes large, the electromagnetic clutch malfunctions, and conversely, when the gap becomes small, problems such as member collision, wear, and abnormal noise occur. Therefore, a double row angular contact ball bearing having high rigidity has been conventionally used for such applications.
[0003]
However, in recent years, there is a tendency that the pulley support bearings are made into a single row in order to cope with the downsizing and cost reduction of automobiles. Double-row angular contact ball bearings have a larger width than single-row ball bearings, and are therefore not suitable for space saving required for modern automobiles. In addition, the double row angular contact ball bearing is more expensive than the single row ball bearing because of its structure and size.
[0004]
As a single row bearing for pulley support, there is a movement to use a four-point contact ball bearing or a three-point contact ball bearing with high moment rigidity because it is necessary to suppress the displacement and inclination of the pulley as described above. 11-336795, JP-A-11-210766, JP-A-2000-120668, etc.).
[0005]
In addition, there is a movement to use a four-point contact ball bearing or a three-point contact ball bearing from the viewpoint of suppressing abnormal noise generated when a double-row angular ball bearing is used (for example, JP-A-9-119510, JP-A-9-126303, JP-A-2000-170752, etc.).
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the above four-point contact ball bearing and three-point contact ball bearing, as pointed out in Japanese Patent Laid-Open No. 11-210766, the ball and the raceway are in contact with the raceway ball at two points. There is a large amount of slippage due to the spin motion, and problems such as excessive heat generation, seizure, and wear are likely to occur. Since the pulley support bearing is used in the vicinity of an automobile engine, depending on the use conditions, the temperature around the bearing becomes considerably high. When the surroundings are at a high temperature and the heat generation inside the bearing is high, it can be assumed that the temperature inside the bearing, particularly in the contact ellipse between the ball and the inner ring raceway, becomes extremely high locally.
By exposing to this local high temperature, the lubrication grease inside the bearing deteriorates, and the problem that the bearing eventually locks due to poor lubrication can be considered. In a multi-point contact ball bearing for pulley support used at high temperatures, the bearing performance is likely to be impaired by poor lubrication due to grease deterioration before reaching the rolling fatigue life.
[0007]
The present invention has been made in view of the above circumstances, and an object of the present invention is to provide a single-row ball bearing for pulley support that can firmly support a moment load and does not cause abnormal heat generation and lubricant deterioration even when used at high temperatures. It is to provide.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
The object of the present invention is achieved by the following configurations.
(1) A single-row ball bearing for pulley support driven by a belt, wherein the single-row ball bearing is composed of a four-point contact ball bearing that is grease-lubricated and acts on the single-row ball bearing from the belt. The load load center position in the axial direction of the single row ball bearing is deviated from the axial center position of the single row ball bearing, and the inner ring of the single row ball bearing has a first contact point on the load load center position side in the axial direction. Provided has a first race ring groove with a radius of curvature R _i1 and has a radius of curvature R _i2 that provides a second contact point beyond the axial center of the bearing and farther from the load center position . A single-row ball bearing for pulley support , comprising a second race ring groove, wherein R _i1 > R _i2 .
(2) the difference between the first raceway ring groove curvature radius _{R i1} and the second raceway ring groove radius of curvature _{R i2} is, according to (1) at least 0.5% of the ball diameter Single row ball bearing for pulley support.
(3) The curvature radius R _i1 of the first raceway groove is 54.5% or more of the ball diameter, and the curvature radius R _i1 of the first raceway groove and the curvature of the second raceway groove. The pulley-supporting single row ball bearing according to (1) or (2), wherein a difference from the radius R _i2 is 3% or more of the ball diameter.
(4) A pulley-supported single-row ball bearing driven by a belt, wherein the single-row ball bearing is composed of a grease-lubricated three-point contact ball bearing, and a radial load acting on the single-row ball bearing from the belt The load load center position in the axial direction of the single row ball bearing is deviated from the axial center position of the single row ball bearing, and the inner ring of the single row ball bearing has a first contact point on the load load center position side in the axial direction. Provided has a first race ring groove with a radius of curvature R _i1 and has a radius of curvature R _i2 that provides a second contact point beyond the axial center of the bearing and farther from the load center position . A single-row ball bearing for pulley support , comprising a second race ring groove, wherein R _i1 > R _i2 .
(5) The difference between the curvature radius R _i1 of the first race ring groove and the curvature radius R _i2 of the second race ring groove is 0.5% or more of the ball diameter. Single row ball bearing for pulley support.
(6) The curvature radius R _i1 of the first raceway groove is 54.5% or more of the ball diameter, and the curvature radius R _i1 of the first raceway groove and the curvature of the second raceway groove. The single row ball bearing for pulley support according to (4) or (5), wherein a difference from the radius R _i2 is 3% or more of the ball diameter.
[0009]
According to the above configuration, since the slip in the contact ellipse formed between the groove and the ball is reduced by increasing the groove curvature radius of the first groove in the inner ring, local heat generation in the contact ellipse. Can be suppressed. For this reason, there is little deterioration of a lubricant and it can endure use under high temperature. In addition, the displacement and inclination of the pulley can be suppressed smaller than when the groove curvature radius is increased for both of the two grooves (when the two grooves are symmetric).
[0010]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. FIG. 1 is an enlarged cross-sectional view of a main part showing the configuration of a pulley for an automobile auxiliary machine. The pulley 1 for automobile auxiliary equipment relates to an electromagnetic clutch for a car air conditioner compressor. This electromagnetic clutch transmits or shuts off the rotational power generated in the vehicle travel engine to the compressor of the refrigeration cycle. As shown in FIG. 1, a rotary disk 4 is provided at the tip of a drive shaft 3 that protrudes from the center of the compressor housing 2 so that the armature 6 is interposed on the outer peripheral side of the rotary disk 4 via a flexible member 5. It is attached. A cylindrical shaft 2 a is provided so as to protrude integrally with the compressor housing 2 so as to surround the drive shaft 3, and an inner ring 12 of a four-point contact ball bearing 11, which is an example of a multipoint contact ball bearing, is provided on the outer peripheral surface thereof. It is fixed.
[0011]
The rotor 7 is fitted on the outer ring 13 of the four-point contact ball bearing 11. A pulley 7 a is integrally provided on the outer peripheral surface of the rotor 7. A belt 8 is wound around the outer peripheral surface of the pulley 7a as indicated by an imaginary line. On the side surface of the rotor 7 opposite to the compressor housing 2 side, a friction surface 7b that contacts the armature 6 and transmits a rotational force by a frictional force is formed. A recess 7d is provided on the side surface of the rotor 7 on the compressor housing 2 side. The electromagnetic coil 9 is accommodated in the recess 7 d so as not to contact the rotor 7. The electromagnetic coil 9 is fixed to the compressor housing 2.
[0012]
There is a gap G between the friction surface 7 b and the armature 6 when the electromagnetic coil 9 is not excited.
When a current is passed through the electromagnetic coil 9, a magnetic field is generated, and the armature 6 is attracted to the electromagnetic coil 9 side against the elasticity of the flexible member 5, and is pressed against the friction surface 7b. As a result, the rotational force of the pulley 7 a is transmitted to drive the compressor via the armature 6, the rotary disk 4, and the drive shaft 3.
The center position α in the width direction of the belt 8 and the center position β in the axial direction of the bearing 11 are shifted by an offset amount δ, and a moment load acts on the bearing 11.
[0013]
As shown in FIG. 2, the four-point contact ball bearing 11 has a plurality of balls 14 arranged between an inner ring 12 and an outer ring 13 so as to be freely rollable. A first groove 12 a that provides a first contact point with the ball 14 and a second groove 12 b that provides a second contact point with the ball 14 are provided on the outer diameter surface of the inner ring 12. An orbit is formed. A first groove 13 a that provides a first contact point with the ball 14 and a second groove 13 b that provides a second contact point with the ball 14 are also provided on the inner surface of the outer ring 13. An orbit is formed. The cross-sectional shape of the outer ring raceway is a Gothic arch shape that comes into contact with the ball 14 at the rest angle θ, and is symmetric with respect to the axial center line β of the bearing. The radius of curvature R _O1 of the first groove 13a of the outer ring 13 is equal to the radius of curvature R _O2 of the second groove 13b. The radius of curvature center P _{o1 of} the first groove 13a and the radius of curvature center P _{o2 of} the second groove 13b are arranged at the same position in the radial direction and at symmetrical positions away from the center P of the ball 14 by the same distance in the axial direction. Yes. The curvature radius center P _o1 of the first groove 13a is disposed on the line La indicating the rest angle, and the curvature radius center P _o2 of the second groove 13b is disposed on the line Lb indicating the rest angle.
In addition, the code | symbol Dp attached | subjected to the left of FIG. 2 represents a pitch circle diameter, Do represents the diameter (ball diameter) of the ball | bowl 14, and P represents the center of the ball | bowl 14. FIG.
[0014]
The curvature radius R _i1 of the first groove 12a forming the inner ring raceway is larger than the curvature radius R _i2 of the second groove 12b. The radius of curvature center P _{i1 of} the first groove 12a and the radius of curvature center P _{i2 of} the second groove 12b are arranged at different positions in the radial direction and at different distances away from the center P of the ball 14 in the opposite axial direction. Has been. The connection point (the apex of the inner ring raceway) 12c between the first groove 12a and the second groove 12b is deviated from the bearing axial direction center position β. The bearing 11 is assembled to the automotive accessory pulley 1 so that the connection point 12c is located on the width direction center position α side of the belt 8 shown in FIG.
Here, the curvature radius center P _i1 of the first groove 12a is disposed on the line Lb indicating the rest angle, and the curvature radius center P _i2 of the second groove 12b is disposed on the line La indicating the rest angle. . However, the present invention is not limited to this. For example, the rest angle of the inner ring 12 may be different from the rest angle of the outer ring 13. For example, the rest angle of the inner ring 12 may be smaller than that of the outer ring 13.
[0015]
The ball 14 is held by a cage 18 so as to roll freely.

Seal members

15 and 15 are provided on both axial sides of the ball 14. The outer peripheral portion of the seal member 15 is fixed to a locking groove 17 provided on the inner diameter surface of the outer ring 13, and the inner peripheral portion (lip portion) of the seal member 15 is a seal groove 16 provided on the outer diameter surface of the inner ring. It touches the side.
Grease lubrication can be employed as the lubrication method.
[0016]
By using the four-point contact ball bearing 11 as described above for the pulley 1 for an automobile accessory, the slip in the contact ellipse formed between the first groove 12a of the inner ring 12 and the ball 14 is reduced, and the contact ellipse is within the contact ellipse. Can suppress local heat generation. For this reason, there is little deterioration of a lubricant and it can endure long-term use under high temperature.
[0017]
FIG. 3 shows a three-point contact ball bearing 11 ′ as another example of the multipoint contact ball bearing. As shown in FIG. 3, a first groove 12 a and a second groove 12 b are provided on the outer diameter surface of the inner ring 12, thereby forming an inner ring raceway. On the other hand, an outer ring raceway 13 d that contacts the ball 14 at a single contact point is formed on the inner diameter surface of the outer ring 13.
Other configurations can be the same as those of the ball bearing 11 shown in FIG.
[0018]
The operating state when a radial load is applied to a conventional four-point contact ball bearing having a Gothic arch shape symmetrical to the axial center line β on both the inner ring raceway and the outer ring raceway as shown in FIG. It was simulated by analysis using a computer. Table 1 shows the conditions used for the analysis. The radial load was assumed to be applied to a position (α in FIG. 1) shifted (offset) by 4.35 mm in the axial direction from the bearing center (β shown in FIGS. 1 to 3).
[0019]
[Table 1]

[0020]
As the analysis method, the method described in “Performance analysis of four-point contact ball bearing” (Taniguchi, Aramaki, Masada; Tribology Conference, Spring 1996 Tokyo Preliminary Proceedings) was adopted. It has been reported that the friction torque of the bearing calculated by this analysis agrees with the experimental torque measurement result.
Here, attention is paid to the maximum PV value obtained by calculation. The PV value is a parameter often used as an index of heat generation or wear at the contact point between the balls and the inner and outer ring raceway surfaces (for example, JP-A-11-210766).
The contact point between the ball and the track actually becomes a surface having a region represented by an ellipse in Hertz's contact theory due to elastic deformation of the surface. The PV value is the product of the surface pressure P in the contact surface and the sliding speed V. In the analysis, the PV value is calculated in the contact surface between each ball and each track. A value μPV obtained by multiplying a PV value by a sliding friction coefficient μ between surfaces is a friction loss (= heat generation) due to sliding per unit area / unit time.
[0021]
FIG. 5 shows the result of analyzing the maximum PV value at each contact point of the ball 54 by a computer when a radial load of 1000 N is applied to the four-point contact ball bearing 51 of FIG. As shown in FIG. 5, the PV value on the inner ring raceway (first groove) on the side close to the radial load position applied to the outer ring 53 was larger than other contact points.
[0022]
It is thought that local heat generation and temperature rise, such as one ball and one contact ellipse, have an effect on grease deterioration under high temperature that reduces the durability of the bearing. Therefore, it is possible to extend the life of pulley bearings used at high temperatures by minimizing sliding heat generation typified by PV value.
[0023]
In order to suppress the PV value, it is effective to reduce the sliding velocity V in the contact ellipse. By increasing the groove radius of curvature of the track and reducing the size of the contact ellipse, the sliding speed V can be kept small. Therefore, calculation was performed by changing only the groove radius of curvature of the first groove of the inner ring 52. The calculation results are shown in FIG. The groove curvature radii of the first groove and the second groove of the outer ring 53 and the second groove of the inner ring 52 are the same as those in Table 1. When the radial load was set to 1000 N and 2000 N, the maximum PV value at the contact point decreased when the groove radius of curvature of the inner ring first groove was increased. For this reason, local heat generation is reduced, and an effect of extending the durability time can be expected.
[0024]
Although there are various theories on the limit of the PV value, the inventors' research has shown that when the calculated PV value exceeds 1.5 to 2.0 GPam / s, wear of the raceway surface becomes a problem (special feature). Kaihei 11-210766). From the calculation results for radial load 2000N, the groove radius of the inner ring first groove is 52% or more of the ball diameter, that is, the groove radius of the inner ring first groove and the inner ring second groove (groove radius of curvature = 51.5% of the ball diameter). If the difference in radius is 0.5% or more of the ball diameter, the PV value falls below 2.0 GPam / s, and problems such as wear are less likely to occur. Further, when the groove radius of curvature of the inner ring first groove is 54.5% or more of the ball diameter, that is, the difference in groove curvature radius between the inner ring first groove and the inner ring second groove is 3% or more of the ball diameter, the PV value is 1 .5 GPam / s or less, and it can be expected that problems due to track wear will not occur.
[0025]
In an actual bearing, if the groove radius of curvature is excessively increased, the pressure at the contact point increases, which may shorten the rolling fatigue life. It is considered that the upper limit is determined from the viewpoint of rolling fatigue life for the groove radius of curvature taken up in the present invention. From this viewpoint, it is preferable that the upper limit of the groove curvature radius is 60% of the ball diameter.
In consideration of assembly to pulleys and automotive accessories, bearings with different groove radii in the first and second grooves can be installed in the correct orientation with respect to the offset load direction. It is preferable to display an identification mark indicating the direction.
[0026]
To simply suppress the PV value and heat generation at the contact point, it is also effective to increase the groove curvature radius in the four-point contact ball bearing having a symmetric cross section of the first groove and the second groove shown in FIG. . That is, for example, in the inner ring, a method of enlarging both the groove radii of the first groove and the second groove can be considered. This method is compared with the method of the present invention using an asymmetric groove.
[0027]
FIG. 7 shows a radial load position when only the groove radius of curvature of the inner ring first groove is changed and when the groove radius of curvature of both the inner ring first groove and the second groove is changed to be matched. The result of analyzing the maximum PV value at the contact point of the ball with a computer is shown (radial load 1000 N). It can be seen that when the groove curvature radius is increased, the maximum PV value is similarly reduced in both cases, and heat generation is suppressed and the deterioration of the grease is effectively prevented.
However, the maximum PV value is greater when only the groove radius of curvature of the inner ring first groove is changed than when the groove radius of curvature of both the inner ring first groove and the second groove is changed. Therefore, it can be said that the method of the present invention is advantageous.
[0028]
FIG. 8 shows the axial displacement of the pulley outer diameter portion (φ110 mm) when the groove radius of curvature is changed in the same manner as described above (radial load 1000 N). When only the groove curvature radius of the inner ring first groove is changed, the amount of movement of the pulley outer diameter portion does not change much.
On the other hand, when the inner ring first groove and the second groove are both changed in radius of curvature to form an inner ring having a symmetric cross section, it can be seen that if the groove curvature radius is increased, the displacement of the pulley outer diameter portion also increases. A large displacement of the pulley outer diameter portion on which the belt is applied is not preferable because it leads to uneven wear of the belt and malfunction of the clutch in the case of an electromagnetic clutch. Of the two grooves of the four-point contact ball bearing inner ring, increasing the radius of curvature of one of the grooves, which generate a large amount of sliding heat, is larger than that of the other, while maintaining rigidity as a pulley bearing, Suppresses sliding heat generation and has a great effect on extending the durability of the bearing.
[0029]
In the above, the effect of this invention was demonstrated about the inner ring | wheel of the single row 4-point contact ball bearing. Similarly, for the two grooves on the outer ring, the groove curvature radius of the groove with the larger slip is made larger than the groove curvature radius of the other groove, thereby suppressing local heat generation and reducing grease deterioration. There is an effect to make.
In the three-point contact ball bearing shown in FIG. 3, giving the same difference to the groove curvature radii of the two grooves on the raceway ring that contacts the ball at two points reduces spin slip, It has the effect of suppressing heat generation. Therefore, the present invention is effective even when applied to a three-point contact ball bearing.
[0030]
【The invention's effect】
As described above, according to the multi-point contact ball bearing according to the present invention, local heat generation on the raceway can be suppressed, and life reduction due to grease deterioration and wear can be prevented. Moreover, the pulley for automobile auxiliary machines to which this multi-point contact ball bearing is applied has a configuration that allows the multi-point contact ball bearing to suppress local heat generation, extend the durability time, etc. while maintaining a predetermined rigidity. For this reason, the reliability of the automobile can be improved as well as the reliability of the automobile auxiliary pulley itself.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is an enlarged cross-sectional view of a main part showing a configuration of a pulley for an automobile auxiliary machine according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a cross-sectional view showing a first example of a multipoint contact ball bearing.
FIG. 3 is a cross-sectional view showing a second example of a multi-point contact ball bearing.
FIG. 4 is a schematic cross-sectional view showing the position of a contact point between a ball and a track in a conventional product.
FIG. 5 is a characteristic diagram showing a relationship between a position of a contact point between a ball and a track and a maximum PV value.
FIG. 6 is a characteristic diagram showing the relationship between the groove curvature radius and the maximum PV value.
FIG. 7 is a characteristic diagram showing the relationship between the groove curvature radius and the maximum PV value.
FIG. 8 is a characteristic diagram showing the relationship between the groove curvature radius and the amount of axial movement of the pulley outer diameter portion.
[Explanation of symbols]
1 Automotive accessory pulley 7a Pulley 8 Belt 11 4-point contact ball bearing (multi-point contact ball bearing)
12 inner ring 12a first groove 12b second groove 14 ball

Claims

A single-row ball bearing for pulley support driven by a belt,
The single row ball bearing consists of a four-point contact ball bearing that is grease lubricated,
The load load center position in the axial direction of the radial load acting on the single row ball bearing from the belt is shifted from the axial center position of the single row ball bearing,
The inner ring of the single row ball bearing has a first race ring groove with a radius of curvature R _i1 that provides a first contact point on the side of the load load center position in the axial direction, and the bearing center position in the axial direction. For pulley support, characterized in that it has a second race ring groove with a radius of curvature R _i2 that provides a second contact point on the side far from the load center position , and R _i1 > R _i2 Single row ball bearing .

The difference between the curvature radius R _i2 of the radius of curvature R _i1 of the first track ring groove second track ring groove is, the pulley supporting single of claim 1 is at least 0.5% of the ball diameter Row ball bearing.

Radius of curvature R of the first race ring groove _ｉ１i1 Is 54.5% or more of the ball diameter, and the curvature radius R of the first race ring groove is _ｉ１i1 And the radius of curvature R of the second race ring groove _ｉ２i2 The single-row ball bearing for supporting a pulley according to claim 1 or 2, wherein the difference between and is 3% or more of the ball diameter.

A single-row ball bearing for pulley support driven by a belt,
The single row ball bearing comprises a three-point contact ball bearing that is grease lubricated,
The load load center position in the axial direction of the radial load acting on the single row ball bearing from the belt is shifted from the axial center position of the single row ball bearing,
The inner ring of the single row ball bearing has a radius of curvature R that provides a first contact point on the side of the load center position in the axial direction. _ｉ１i1 And a radius of curvature for providing a second contact point on the side far from the load center position beyond the bearing center position in the axial direction is R. _ｉ２i2 Second raceway groove and R _ｉ１i1 > R _ｉ２i2 A single-row ball bearing for pulley support, characterized in that

Radius of curvature R of the first race ring groove _ｉ１i1 And the radius of curvature R of the second race ring groove _ｉ２i2 The single-row ball bearing for supporting a pulley according to claim 4, wherein the difference is 0.5% or more of the ball diameter.

Radius of curvature R of the first race ring groove _ｉ１i1 Is 54.5% or more of the ball diameter, and the curvature radius R of the first race ring groove is _ｉ１i1 And the radius of curvature R of the second race ring groove _ｉ２i2 The single-row ball bearing for supporting a pulley according to claim 4 or 5, wherein the difference is 3% or more of the ball diameter.