JP3736149B2

JP3736149B2 - Electromagnetic clutch with 3-point contact ball bearing

Info

Publication number: JP3736149B2
Application number: JP31211098A
Authority: JP
Inventors: 雅人谷口; 宏敏荒牧; 裕司中野; 博石黒
Original assignee: NSK Ltd
Current assignee: NSK Ltd
Priority date: 1997-11-07
Filing date: 1998-11-02
Publication date: 2006-01-18
Anticipated expiration: 2018-11-02
Also published as: JPH11210766A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ラジアル荷重を負荷して用いられる軸方向の位置決め性能に優れた３点接触玉軸受を有する電磁クラッチに関する。
【０００２】
【従来の技術】
転がり軸受を用いて軸方向の変位を抑えるためには、通常、アンギュラ玉軸受や円すいころ軸受を用いる。しかし、これらの軸受は単独では一方向のアキシアル荷重しか支持できないため、両方向のアキシアル荷重に対する変位を抑えるためには、これらの軸受を２個以上組み合わせて用いるか、もしくは複列軸受を採用する必要がある。従って、軸方向にある程度のスペースを必要とし、機械装置のコンパクト化および軽量化設計が難しい。
【０００３】
図１に示すように、単列の深みぞ玉軸受Ａは、両方向のアキシアル荷重を支持できるが、内外輪２，３のみぞ断面形状がともに単一円弧であるため、軸方向のアキシアル変位が大きい。
【０００４】
このようなアキシアル変位を抑える目的で、図２に示すような４点接触玉軸受Ｃが用いられることがある。４点接触玉軸受Ｃにおいては、内輪６および外輪７の軌道面が対向しており、玉８を軌道面に押し付けたとき、玉８の中心と接触点とを結ぶ線は軸受の中心線に対してある角度β（レストアングル）をとる。４点接触玉軸受Ｃは荷重条件によらず常に玉８が内外輪６，７とある角度をもって接触するため、コンパクトでありながら、アキシアル剛性が高く、軸方向の位置決め性能に優れている。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、４点接触玉軸受Ｃにラジアル荷重を負荷すると、内外輪６，７と玉８との接触点においてスピン運動によるすべりが大きくなる。玉８や回転荷重を受ける軌道輪では、最大荷重を受ける接触点の位置が刻々変化するため、すべりによって部材表面の特定の箇所が損傷を受ける可能性は低いと考えられる。しかし、静止荷重を受ける軌道輪では、最大荷重を受ける位置が一定であるため、軌道面には繰り返し大きなすべり運動にさらされる部分が存在する。この部分では、接触点での発熱による温度上昇から、焼付きが起こる危険性が高くなる。また、すべりが大きい部位で軌道表面が偏摩耗することにより、軸受の運転に支障をきたす可能性がある。
【０００６】
また、電磁クラッチ用軸受においてはベルト荷重が軸面中央から変位する箇所に作用するため、複列の玉軸受が使用されている。玉軸受とプーリとは電磁クラッチをできるだけ小型化するために、軸方向に位置がずれている。Ｖベルトの張力によって生じるラジアル荷重は、プーリと玉軸受とが軸方向に位置ずれしているために、傾きを伴うモーメント荷重として玉軸受に作用する。このため、玉軸受の外輪と内輪との間に相対的な傾きが生じてしまい、外輪に嵌合されたロータに傾きを伴う軸方向変位が生じる。複列の玉軸受を用いると、ロータの傾きが小さくなり、図９に示すロータ３５とアーマチュア３７とが接触し、電磁クラッチが損傷するのが防止される。しかし、複列の玉軸受は幅寸法が大きい（幅広）ため、電磁クラッチのコンパクト化を困難とし、また電磁クラッチのコンパクト化に伴うコスト低減を困難としている。
【０００７】
本発明は上記課題を解決するためになされたものであって、軌道輪と玉との接触点においてスピン運動によるすべりが小さく、偏摩耗を低減することができ、かつ、モーメント荷重が作用する場合であっても軸方向変位量を抑えることができる３点接触玉軸受を有する電磁クラッチを提供することを目的とする。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
本発明に係る３点接触玉軸受を有する電磁クラッチは、ハウジングに固定されるステータと、該ステータ内に固定される電磁コイルと、回転動力を伝えるベルトと、該ベルトが巻き掛けられたプーリと、該プーリが外周に取付けられたロータと、該ロータを回転可能に支持する玉軸受と、前記電磁コイルの発生する磁力によって前記ロータに吸引されるアーマチュアを備え、前記玉軸受とプーリとは軸方向にずれており、ベルト荷重が軸面中央から変位する箇所に作用する電磁クラッチにおいて、
前記玉軸受は、前記ロータと前記ハウジングとの間に嵌めこまれて、前記ロータを回転自在に支持する単列の３点接触玉軸受であり、
前記３点接触玉軸受は、単一円弧形状の軌道を有する外輪と、軸平行断面が単一円弧形状でなく、かつ、転動体と２点で接触する軌道を有する内輪とを具備し、前記外輪の軌道みぞ曲率半径を転動体の玉直径の５０．３％以上、５１．２％以下とし、前記電磁コイルの通電を停止しているときに前記ロータと前記アーマチュアとの間に所定の隙間が存在することを特徴とする。
【０００９】
本発明では単一円弧形状を有する外輪の軌道みぞ曲率（Ｒｅ／Ｒａ）を玉直径Ｄａの５０．３％以上、５１．２％以下の範囲とする。このようにすると、スピンによる偏摩耗を小さくでき、かつ、深みぞ玉軸受より耐モーメント荷重性能を向上させることができる。
【００１０】
なお、電磁クラッチの３点接触玉軸受では内輪及び外輪、転動体のうちの少なくとも一つの構成部材の表面に窒化処理を施すことが好ましい。このようにすると構成部材の耐摩耗性が高まる。
【００１１】
また、軸受はラジアル荷重を支持し、軸方向の位置決めを目的として使用されることが好ましい。
【００１５】
また、３点接触玉軸受は、電磁クラッチにおいて、摩擦面を有し回転するロータを回転支持する箇所に用いられる。
【００１６】
さらに、転動体および内輪をセラミックス製とすることが望ましい。
【００１７】
【作用】
本発明に係る３点接触玉軸受を有する電磁クラッチにおいては、外輪の軌道断面形状を単一円弧としているため、４点接触玉軸受に比べてラジアル荷重負荷時に、スピンすべりが小さくなり、同軌道面の偏摩耗が防止される。
【００１８】
また、本発明の電磁クラッチでは、３点接触玉軸受において内輪の軌道面が対向しており、常に玉が軌道面と大きな接触角で接触するため、モーメント荷重が作用する場合であっても軸方向変位量が抑えられ、高い耐モーメント荷重性能を示すようになる。
【００１９】
さらに、外輪、内輪、転動体のうち少なくとも１つをセラミックス製とすると、セラミックスは鋼材よりも線膨張係数が小さく、温度が変化したときに軸受の隙間の変動が少なくなるので、焼付きを生じにくくなる。また、転動体をセラミックスにすると、同一の溝の曲率に対して外輪の軸方向変位量を小さくすることができるので、設計の自由度が高まる。
【００２０】
【発明の実施の形態】
以下、添付の図面と表を参照しながら本発明の種々の好ましい実施の形態について説明する。
（実施例１）
表１に示す同じ寸法の深みぞ玉軸受Ａ、３点接触玉軸受Ｂ、４点接触玉軸受Ｃの各特性を計算機によってそれぞれシミュレート解析した。この解析手法には「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年春の東京講演予稿集）に記載の方法を採用した。
【００２１】
ここで、解析対象となる軸受は外輪に静止荷重がかかり、内輪回転で用いられるものとする。図４に示すように、本発明の３点接触玉軸受Ｂでは、静止荷重を受ける外輪１３の軌道溝面１３ａを半径Ｒｅからなる単一円弧状の断面形状とする一方で、回転荷重を受ける内輪１２の軌道溝面１２ａの断面形状を、玉１４とレストアングルβで接触するゴシックアーチ形状としている。なお、本実施形態では内輪の軌道溝面１２ａにおける玉１４のレストアングルβを３０゜とした。一方、比較例の４点接触玉軸受Ｃでは、内外輪６，７の両者ともに玉８とレストアングルβで接触するゴシックアーチ形状とした。なお、各軸受Ａ，Ｂ，Ｃの軌道溝面の表面粗さは同一とした。
【００２２】
表２に各シミュレーション解析に用いた運転条件を示す。上記の各軸受Ａ，Ｂ，Ｃに対し、解析１では純ラジアル荷重を負荷し、解析２では純アキシアル荷重を負荷した。内輪の回転数は解析１，２ともに10000rpmとした。
【００２３】
シミュレーション解析結果を図６に示す。図６のグラフの横軸は、純ラジアル荷重下の解析１による玉と外輪軌道面の接触点におけるＰＶ値の最大値を示している。図５に示すように、玉と軌道輪との接触点は、実際には表面の弾性変形によりヘルツの弾性接触理論に基づき楕円形で表される領域（図中にて斜線領域）となる。すなわち、二次曲面同士の点接触の場合は、幾何学的条件から相互接触部は楕円形状となり、転動体荷重をＱとした場合に、その最大接触圧力ＰｍａｘはＱ^1/3に比例し、その弾性変位量δはＱ^2/3に比例する。
【００２４】
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１，２では、各玉と外輪との接触面内において、ＰＶ値を計算しており、ここではその最大値を示している。ＰＶ値はすべりによる発熱や摩耗の指標として広く用いられている。このＰＶ値に表面間のすべり摩擦係数μを乗じたμＰＶ値は、単位面積・単位時間当たりのすべりによる摩擦損失を与える。また、軸受鋼を使用した４点接触玉軸受Ｃの場合は、本解析によるＰＶ値が１．５〜２．０GPam/sを越えると、静止荷重を受ける軌道輪では局所的な摩耗につながることが、実験結果から得られている。
【００２５】
内外輪の軌道みぞ曲率半径をともに５０．５％としたものと、５２％としたものについて解析をそれぞれ行った。各々について、本発明による３点接触玉軸受Ｂの純ラジアル荷重下の外輪最大ＰＶ値は、４点接触玉軸受Ｃに比べて小さく、深みぞ玉軸受Ａとほぼ同等であった。４点接触玉軸受Ｃの外輪最大ＰＶ値は、１．５GPam/sを越えており、外輪軌道面に局所的な摩耗を生じる危険性がある。しかし、３点接触玉軸受ＢのＰＶ値は、軌道みぞ曲率半径が５０. ５％のときでも、およそ１．１GPam/sにすぎないので、外輪１３に偏摩耗が生じる可能性は小さい。
【００２６】
図６及び図８に示すグラフの縦軸は、純アキシアル荷重下の解析２による軸受の軸方向変位である。ここでアキシアル変位は、軸受の内部すきまによる軸方向の移動量と、荷重によって玉や軌道が弾性変形することによる変位とを含んでいる。図から明らかなように、本発明の３点接触玉軸受Ｂのアキシアル変位は、４点接触玉軸受Ｃよりは大きいが、深みぞ玉軸受Ａに比べ、４０〜５０％小さい。また、本発明の３点接触玉軸受Ｂは、深みぞ玉軸受Ａに比べて位置決めの効果が高いことを示している。
【００２７】
なお、上記の解析では、軸受Ａ，Ｂ，Ｃのいずれも一般的な深みぞ玉軸受6308に玉数を一致させている。しかし、玉１４と内輪１２が２点で接触するタイプの３点接触玉軸受Ｂや、４点接触玉軸受Ｃは、中心軸に垂直な平面で２分割された内輪をもつ場合がある。このような３点接触玉軸受Ｂや４点接触玉軸受Ｃは、同サイズの一般的な深みぞ玉軸受Ａに比べて組立てが容易であることから、玉数を増やすことが容易である。玉数が増えることにより、玉１個当たりの荷重が減り、軌道輪との接触点の面圧や、軸受の弾性変形量が減少する。本発明の３点接触玉軸受Ｂでも、玉数を増やすことにより、ラジアル荷重下のＰＶ値、アキシアル荷重下のアキシアル変位とも、図６に示したものより減少し、さらに優れた特性をもつ軸受を供することができる。
（実施例２）
第１実施例と同様の解析手法を用いて、上記の３点接触玉軸受Ｂについて軸受特性に及ぼす外輪みぞ曲率半径の影響を調べた。内輪１２のみぞ曲率半径は玉径Ｄａの５２％とした。その他の軸受の諸元は表１に示す通りである。
【００２８】
図７に表２の解析１による結果を示す。横軸は外輪のみぞ曲率半径Ｒｅを玉径Ｄａに対する比率で表示している。縦軸は純ラジアル荷重下の運転において、玉と外輪軌道面の接触点におけるＰＶ値の最大値を示している。みぞ曲率半径が大きいほど外輪の最大ＰＶ値は小さく、過大な発熱や摩耗の危険性が低いことを表している。上述の通り、ＰＶ値が１．５GPam/sを越えると、静止荷重を受ける外輪１３の局所的な摩耗が発生し得る。従って、図７より、本実施例で外輪軌道面１３ａの偏摩耗を防止するためには、外輪のみぞ曲率半径Ｒｅは玉径Ｄａの５０．３％以上でなければならない。製造上あるいは運転上の誤差を考慮し、外輪軌道のＰＶ値を１．０GPam/s以下に抑えるためには、さらに好ましくは外輪のみぞ曲率半径Ｒｅは玉径Ｄａの５０. ５％以上であることがよい。
【００２９】
図８に表２の解析２による結果を示す。ここで、縦軸は純アキシアル荷重下の軸受のアキシアル変位である。外輪１３のみぞ曲率半径Ｒｅが小さいほどアキシアル変位が小さく、位置決め性能に優れていることを表している。ここで、グラフ上の破線は、標準的な深みぞ玉軸受6308のアキシアル変位を示す。この図より明らかなように、本発明による３点接触玉軸受Ｂでは、外輪みぞ曲率半径Ｒｅが玉径Ｄａの５３％以下のとき、標準的な深みぞ玉軸受6308に比べ、アキシアル変位が小さくなるという利点がある。
【００３０】
以上の実施例では、外輪が静止荷重を受け、内輪が回転する場合について本発明の３点接触玉軸受の効果について示した。内輪静止荷重、外輪回転荷重のときには、軌道断面が単一円弧からなる内輪と、断面が単一円弧形状でない２つの軌道をもつ外輪を有する３点接触玉軸受を用いることにより、軌道輪と玉との接触点においてスピン運動によるすべりが小さく、偏摩耗を低減することができ、かつ、アキシャル剛性を大きくすることができるという効果が得られる。
【００３１】
本発明による３点接触玉軸受Ｂでは、回転荷重を受ける軌道輪と玉との接触点ではすべりが大きいが、これらの軌道や玉の表面では、最大荷重を受ける位置が変化するため、特定の部位が偏摩耗する可能性は低い。しかし、長期の運転を行ううちに、玉や軌道の表面が全体的に摩耗してくることが考えられる。従って、好ましくは鋼材表面に窒化処理を行い、耐摩耗性を高める。また静止荷重を受ける軌道輪についても、すべりが小さいとはいえ偏摩耗防止の観点から、また潤滑油中のごみによる摩耗を防止する意味から、同様の耐摩耗性の材料を使用することが好ましい。
【００３２】
このような３点接触玉軸受Ｂは、軸方向の位置決めのために用いられるが、４点接触玉軸受Ｃの適用が難しいラジアル荷重の大きい荷重条件下で使用することが可能である。定常運転時にラジアル荷重を支持する用途はもちろん、起動時などに一時的に大きなラジアル荷重を受ける用途についても、本発明の３点接触玉軸受Ｂは有効である。
【００３３】
このような用途の一例として、自動車などに用いられる、金属などのベルトを使用した無段変速機において、ベルトをかけるプーリ軸の荷重を支持する軸受が挙げられる。また、自動車などに用いられるトロイダル型の無段変速機において、ラジアル荷重を受けながら軸の位置決めを行う軸受としても使用できる。
【００３４】
【表１】

【００３５】
【表２】

【００３６】
（実施例３）
次に、図９〜図１１を参照しながら第３の実施例として本発明の３点接触玉軸受を電磁クラッチに用いる場合について説明する。
【００３７】
電磁クラッチ３１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。電磁クラッチ用軸受３６にはベルト荷重が軸面中央から変位する箇所に作用するため、傾きを伴う軸方向変位量を極力抑えることが要求される。
【００３８】
電磁クラッチ３１は、コンプレッサハウジング４０に固定されるステータ３２と、このステータ３２内に収容された電磁コイル３３と、エンジンの回転動力を伝える多段式Ｖベルト４１が巻き掛けられたプーリ３４と、このプーリ３４が外周に取り付けられたロータ３５と、このロータ３５を回転可能に支持する３点接触玉軸受３６と、電磁コイル３３の発生する磁力によってロータ３５に吸引されるアーマチュア３７と、このアーマチュア３７の回転動力をコンプレッサ（図示しない）に伝える単一あるいは複数の部材からなるアーマチュア支持部３８とコンプレッサ軸３９と、を備えている。
【００３９】
ロータ３５は、磁性体金属製（例えば鉄製）であり、断面略コ字型を呈しており、アーマチュア３７の反対側を向く凹所３５ａを有する。この凹所３５ａにはステータ３２が収容されている。
【００４０】
単列の３点接触玉軸受３６がロータ３５とコンプレッサハウジング４０との間に嵌め込まれている。この玉軸受３６によりロータ３５はコンプレッサハウジング４０に対して回転自在に支持されている。なお、玉軸受３６の外輪１３はロータ３５の内周に嵌め合い接触し、玉軸受３６の内輪１２はコンプレッサハウジング４０のハブ外周に嵌め合い接触している。
【００４１】
ロータ３５の外周には多段式のＶベルト４１が掛け渡されるプーリ３４が溶接等の接合技術により固着されている。このプーリ３４は、エンジンの回転をＶベルト４１を介して常に受け、固着されたロータ３５とともに回転するようになっている。
【００４２】
玉軸受３６とプーリ３４とは、できるだけ電磁クラッチ３１をコンパクトにするために、通常は軸方向に位置がずれている。Ｖベルト４１の張力によって生じるラジアル荷重は、プーリ３４と玉軸受３６とが軸方向に位置ずれしているために、傾きを伴うモーメント荷重として玉軸受３６に作用する。したがって、玉軸受３６の外輪１３と内輪１２との間に相対的な傾きが生じてしまい、外輪１３に嵌合されたロータ３５に傾きを伴う軸方向変位が生じる。
【００４３】
ここで、電磁コイル３３の通電が停止している場合に、ロータ３５とアーマチュア３７との間には所定の隙間ｇ（例えば０．５ｍｍ）が存在するように設計される。この隙間ｇは、各種部材の寸法許容差あるいは、取り付け誤差を見込んで決められる。ここで、隙間ｇをあまり大きくすると、電磁コイル３３による磁力も大きくしなければならないので、これらを見込んだ最小の値になるように隙間ｇは設定される。
【００４４】
上述の理由により軸受３６の傾きに伴う軸方向変位量を極力抑えるために、従来は電磁クラッチのロータ３５の支持に供する軸受として複列の玉軸受が用いられている。複列の玉軸受を用いると、ロータ３５の傾きが小さくなり、ロータ３５とアーマチュア３７とが接触し、電磁クラッチが損傷するのを防いでいる。しかし、複列の玉軸受は幅寸法が大きい（幅広）ため、電磁クラッチのコンパクト化を困難とし、また電磁クラッチのコンパクト化に伴うコスト低減を困難としている。
【００４５】
これに対して本実施例の３点接触玉軸受３６では、軸方向の最大変位量を小さく抑え、かつ、電磁クラッチ３１のコンパクト化とコスト低減を実現することができる。表３に示す計算条件を用いて外輪１３の外径面の軸方向最大変位量をコンピュータシミュレーション演算して得た結果を示す。
【００４６】
表３では、２点接触する軌道輪１２のみぞ曲率半径を玉径の５２％に固定し、単一円弧の軌道輪１３のみぞ曲率半径を変化させた。その計算結果を図１０に示す。図１０は、横軸に玉径Ｄａに対する外輪のみぞ曲率半径Ｒｅの比率（百分率）をとり、縦軸に外輪の軸方向最大変位量（ｍｍ）をとって両者の関係につき調べた結果を示す特性線図である。図中にて特性線Ａは３点接触玉軸受における両者の相関を表わす。ちなみに従来の複列玉軸受では軸方向最大変位量は０．０９ｍｍ程度になる。部品精度および組立て精度を向上させることにより、軸方向最大変位量としては従来の９０％程度大きい０．１７ｍｍ程度以下までは許容することができ、この許容値を満足するためには、単一円弧軌道輪のみぞ曲率半径Ｒｅを玉径Ｄａの５３．３％以下にしなければならない。また、好ましくは部品精度や組立て精度を変えることなく、コンパクト化を実現するために単一円弧軌道輪のみぞ曲率半径を玉直径Ｄａの５１．９％以下とし、軸方向最大変位量を０１２５ｍｍ以下とする。
【００４７】
さらに好ましくは軸方向最大変位量を０．１ｍｍ以下に抑え、従来の複列玉軸受と同等程度にするためには、単一円弧軌道輪のみぞ曲率半径Ｒｅを玉径の５１．２％以下にすることが必要である。なお、みぞ曲率半径Ｒｅの最小値は、理論上玉径Ｄａの５０％であるが、図７で述べたようにＰＶ値が上昇し、摩耗の危険性が高いため玉径Ｄａの５０．３％以上とする。さらに製造上あるいは運転上の誤差を考慮すると、玉径Ｄａの５０．５％以上であることが好ましい。
【００４８】
【表３】

【００４９】
以上の結果より、３点接触玉軸受は、電磁クラッチの場合のようにモーメント荷重が作用する場合にも軸方向変位量を抑えることができる。なお、電磁クラッチ用軸受の場合、静止輪である内輪みぞを単一円弧形状にしても回転輪である外輪みぞを単一円弧形状にしても軸方向最大変位量は変わらないためどちらでもよい。しかし、電磁クラッチ用軸受の場合、内輪での面圧が高く内輪軌道面での剥離が発生するため、内輪荷重を２個所に分散できる３点接触玉軸受にすると寿命が延びるので好ましい。また、電磁クラッチ用軸受においても偏摩耗を抑える観点から、鋼材に窒化処理を行い、耐摩耗性を高めることが好ましい。
【００５０】
また、剛性を上げ、外輪の軸方向最大変位量を減らす観点から、転動体に鋼よりヤング率の大きな窒化珪素あるいは炭化珪素等のセラミックスを使用するのが好ましい。図１１は、横軸に玉径Ｄａに対する外輪のみぞ曲率半径Ｒｅの比率（百分率）をとり、縦軸に外輪の軸方向最大変位量（ｍｍ）をとって両者の関係につき調べた結果を示す特性線図である。図中にて特性線Ｂは転動体に鋼球を用いた結果を、特性線Ｃは転動体にセラミックス球（窒化珪素）を用いた結果をそれぞれ示す。図から明らかなように、転動体を窒化珪素セラミックにすると、軸受の傾き剛性がさらに高まるので、軸受３６の傾きに伴う軸方向変位量をさらに低減でき、これによって設計の自由度も高くなる。
【００５１】
【発明の効果】
本発明の電磁クラッチによれば、外輪の軌道輪を軸平行断面が単一円弧形状とし、内輪を軸平行断面が単一円弧形状でなく、かつ、転動体と２点で接触する２つの軌道を有し、外輪のみぞ曲率半径が転動体直径の５０．３％以上、５１．２％以下とし、電磁コイルの通電を停止しているときにロータとアーマチュアとの間に所定の隙間を存在させることにより、ロータとアーマチュアとの接触を防止して偏摩耗を低減し、かつ、モーメント荷重が作用する場合であっても軸方向変位量を低く抑え、耐モーメント荷重性能を向上させることができる。
【００５２】
また、本発明の３点接触玉軸受では、軸方向の位置決め機能を有しながら、ラジアル荷重を負荷したときにも発熱や摩耗が少なくなる。
【図面の簡単な説明】
【図１】従来の深みぞ玉軸受の一例を示す断面図。
【図２】従来の４点接触玉軸受の一例を示す断面図。
【図３】本発明の実施形態に係る３点接触玉軸受を示す断面図。
【図４】本発明の実施形態に係る３点接触玉軸受の一部を示す拡大断面図。
【図５】玉と軌道溝面との弾性接触を説明するための模式図。
【図６】深みぞ玉軸受、３点接触玉軸受、４点接触玉軸受のそれぞれについて、純ラジアル荷重下の外輪軌道面におけるＰＶ値の最大値と、純アキシアル荷重下のアキシアル変位との関係を計算機によって解析した結果を示すシミュレート解析図。
【図７】３点接触玉軸受の外輪みぞ曲率半径と純ラジアル荷重下の外輪軌道面におけるＰＶ値の最大値との関係を計算機によって解析した結果を示すシミュレート解析図。
【図８】３点接触玉軸受の外輪みぞ曲率半径と純アキシアル荷重下のアキシアル変位との関係を計算機によって解析した結果を示すシミュレート解析図である。
【図９】本発明の実施形態に係る３点接触玉軸受を用いた電磁クラッチを示す概略断面図。
【図１０】本発明の３点接触玉軸受を電磁クラッチに適用した場合について、外輪外径面の軸方向最大変位量と単一円弧軌道輪のみぞ曲率半径の関係を計算機によって解析した結果を示すシミュレーション解析図。
【図１１】本発明の３点接触玉軸受を電磁クラッチに適用した場合について、鋼球とセラミック球（窒化珪素）での外輪外径面の軸方向最大変位量と単一円弧軌道輪のみぞ曲率半径の関係の差を計算機によって解析した結果を示すシミュレーション解析図。
【符号の説明】
１２…内輪（第２の軌道輪）、１２ａ…軌道溝面、
１３…外輪（第１の軌道輪）、１３ａ…軌道溝面、
１４…玉（転動体）、
Ａ…深みぞ玉軸受、
Ｂ…３点接触玉軸受、
Ｃ…４点接触玉軸受、
β…レストアングル、
３１…電磁クラッチ、
３２…ステータ、
３３…電磁コイル、
３４…プーリ、
３５…ロータ、
３６…電磁クラッチ用３点接触玉軸受、
３７…アーマチュア、
３８…アーマチュア支持部、
３９…コンプレッサ軸、
４０…コンプレッサハウジング（電磁クラッチ用軸受の内輪支持部）。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an electromagnetic clutch having a three-point contact ball bearing excellent in axial positioning performance that is used by applying a radial load.
[0002]
[Prior art]
In order to suppress the axial displacement using a rolling bearing, an angular ball bearing or a tapered roller bearing is usually used. However, these bearings can only support axial loads in one direction alone, so in order to suppress displacement against axial loads in both directions, it is necessary to use a combination of two or more of these bearings or to use double row bearings. There is. Therefore, a certain amount of space is required in the axial direction, and it is difficult to make the mechanical device compact and lightweight.
[0003]
As shown in FIG. 1, the single row deep groove ball bearing A can support axial loads in both directions. However, since the cross-sectional shapes of the inner and outer rings 2 and 3 are both single arcs, the axial displacement in the axial direction is small. large.
[0004]
In order to suppress such axial displacement, a four-point contact ball bearing C as shown in FIG. 2 may be used. In the four-point contact ball bearing C, the raceway surfaces of the inner ring 6 and the outer ring 7 face each other, and when the ball 8 is pressed against the raceway surface, the line connecting the center of the ball 8 and the contact point is the center line of the bearing. A certain angle β (rest angle) is taken. Since the four-point contact ball bearing C always contacts the inner and outer rings 6 and 7 at a certain angle regardless of the load condition, the four-point contact ball bearing C is compact but has high axial rigidity and excellent axial positioning performance.
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
However, when a radial load is applied to the four-point contact ball bearing C, slip due to spin motion increases at the contact point between the inner and outer rings 6, 7 and the ball 8. In the ball 8 and the bearing ring that receives the rotational load, the position of the contact point that receives the maximum load changes every moment, so it is considered that the possibility that the specific part of the member surface is damaged by the slip is low. However, since the position where the maximum load is received is constant in the raceway ring that receives a static load, there are portions of the raceway surface that are repeatedly exposed to a large sliding motion. In this part, there is a high risk of seizure due to a temperature rise due to heat generation at the contact point. Further, uneven wear of the raceway surface at a site where the slip is large may hinder the operation of the bearing.
[0006]
Further, in the electromagnetic clutch bearing, a double row ball bearing is used because the belt load acts on a portion where the belt load is displaced from the center of the shaft surface. The ball bearing and the pulley are displaced in the axial direction in order to make the electromagnetic clutch as small as possible. The radial load generated by the tension of the V-belt acts on the ball bearing as a moment load with an inclination because the pulley and the ball bearing are displaced in the axial direction. For this reason, a relative inclination occurs between the outer ring and the inner ring of the ball bearing, and an axial displacement with an inclination occurs in the rotor fitted to the outer ring. When a double-row ball bearing is used, the inclination of the rotor is reduced, and the rotor 35 and the armature 37 shown in FIG. 9 are brought into contact with each other to prevent the electromagnetic clutch from being damaged. However, since the double row ball bearings have a large width (wide), it is difficult to make the electromagnetic clutch compact, and it is difficult to reduce the cost associated with making the electromagnetic clutch compact.
[0007]
The present invention has been made in order to solve the above-described problem, in which the sliding due to the spin motion is small at the contact point between the race and the ball, uneven wear can be reduced, and a moment load is applied. However , an object of the present invention is to provide an electromagnetic clutch having a three-point contact ball bearing that can suppress the amount of axial displacement .
[0008]
[Means for Solving the Problems]
An electromagnetic clutch having a three-point contact ball bearing according to the present invention includes a stator fixed to a housing, an electromagnetic coil fixed in the stator, a belt for transmitting rotational power, and a pulley around which the belt is wound. A rotor on which the pulley is mounted on the outer periphery, a ball bearing that rotatably supports the rotor, and an armature that is attracted to the rotor by a magnetic force generated by the electromagnetic coil. In the electromagnetic clutch acting in the direction where the belt load is displaced from the axial center,
The ball bearing is a single-row three-point contact ball bearing that is fitted between the rotor and the housing and rotatably supports the rotor;
The three-point contact ball bearing, comprising an outer ring having a raceway of a single arc shape, the axis not parallel cross section single arc shape, and the inner ring having a raceway in contact with the rolling element and two points, the The radius of curvature of the outer ring raceway is 50.3% to 51.2% of the ball diameter of the rolling element, and a predetermined gap is provided between the rotor and the armature when energization of the electromagnetic coil is stopped. Is present .
[0009]
In the present invention, the track groove curvature (Re / Ra) of the outer ring having a single circular arc shape is set in the range of 50.3% to 51.2% of the ball diameter Da . In this way, uneven wear due to spin can be reduced, and moment load resistance can be improved as compared with deep groove ball bearings.
[0010]
In the three-point contact ball bearing of the electromagnetic clutch, it is preferable to perform nitriding treatment on the surface of at least one of the inner ring , the outer ring , and the rolling element. If it does in this way, the abrasion resistance of a component will increase.
[0011]
The bearing preferably supports a radial load and is used for the purpose of axial positioning.
[0015]
In addition, the three-point contact ball bearing is used in an electromagnetic clutch at a location where a rotor having a friction surface and rotating is supported .
[0016]
Furthermore, it is desirable that the rolling elements and the inner ring are made of ceramics.
[0017]
[Action]
In the electromagnetic clutch having the three-point contact ball bearing according to the present invention, the raceway cross-sectional shape of the outer ring is a single arc, so that the spin slip becomes smaller when a radial load is applied compared to the four-point contact ball bearing. Uneven wear of the surface is prevented.
[0018]
In the electromagnetic clutch according to the present invention, the raceway surface of the inner ring is opposed to the three-point contact ball bearing, and the ball always contacts the raceway surface with a large contact angle. The amount of directional displacement is suppressed, and high moment load resistance is exhibited.
[0019]
Furthermore, if at least one of the outer ring, the inner ring, and the rolling element is made of ceramics, ceramics has a smaller coefficient of linear expansion than steel, and the variation in the clearance of the bearing is reduced when the temperature changes. It becomes difficult. Further, when the rolling elements are made of ceramics, the axial displacement amount of the outer ring can be reduced with respect to the curvature of the same groove, so that the degree of freedom in design increases.
[0020]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, various preferred embodiments of the present invention will be described with reference to the accompanying drawings and tables.
Example 1
Each characteristic of the deep groove ball bearing A, the 3-point contact ball bearing B, and the 4-point contact ball bearing C having the same dimensions shown in Table 1 was simulated and analyzed by a computer. For this analysis method, the method described in “Performance Analysis of Four-Point Contact Ball Bearing” (Taniguchi, Aramaki, Masada; Japan Tribology Society, Tribology Conference Tokyo Spring Proceedings of 1996) was adopted.
[0021]
Here, it is assumed that the bearing to be analyzed is subjected to a stationary load on the outer ring and is used for inner ring rotation. As shown in FIG. 4, in the three-point contact ball bearing B of the present invention, the raceway groove surface 13a of the outer ring 13 that receives a static load has a single arc-shaped cross section having a radius Re while receiving a rotational load. The cross-sectional shape of the raceway groove surface 12a of the inner ring 12 is a Gothic arch shape that contacts the ball 14 at a rest angle β. In this embodiment, the rest angle β of the ball 14 on the raceway groove surface 12a of the inner ring is set to 30 °. On the other hand, the four-point contact ball bearing C of the comparative example has a Gothic arch shape in which both the inner and outer rings 6 and 7 are in contact with the ball 8 at a rest angle β. The surface roughness of the raceway groove surfaces of the bearings A, B, and C was the same.
[0022]
Table 2 shows the operating conditions used for each simulation analysis. For each of the bearings A, B, and C, a pure radial load was applied in Analysis 1, and a pure axial load was applied in Analysis 2. The number of rotations of the inner ring was 10,000 rpm for both analyzes 1 and 2.
[0023]
The simulation analysis results are shown in FIG. The horizontal axis of the graph of FIG. 6 shows the maximum PV value at the contact point between the ball and the outer ring raceway surface according to Analysis 1 under a pure radial load. As shown in FIG. 5, the contact point between the ball and the race is actually an area represented by an ellipse (hatched area in the figure) based on the elastic contact theory of Hertz due to elastic deformation of the surface. That is, in the case of point contact between quadratic curved surfaces, the mutual contact portion is elliptical due to geometric conditions, and when the rolling element load is Q, the maximum contact pressure Pmax is proportional to Q ^1/3 , The elastic displacement amount δ is proportional to Q ^2/3 .
[0024]
The PV value is the product of the surface pressure P in the contact surface and the sliding speed V. In the analysis 1 and 2, the PV value is calculated in the contact surface between each ball and the outer ring, and the maximum value is shown here. The PV value is widely used as an index of heat generation and wear due to sliding. The μPV value obtained by multiplying the PV value by the sliding friction coefficient μ between the surfaces gives friction loss due to sliding per unit area / unit time. In addition, in the case of a four-point contact ball bearing C using bearing steel, if the PV value in this analysis exceeds 1.5 to 2.0 GPam / s, it will lead to local wear in the bearing ring that receives a static load. Is obtained from the experimental results.
[0025]
The analysis was performed for both the inner and outer rings where the track radius of curvature was 50.5% and 52%. For each, the maximum PV value of the outer ring under a pure radial load of the three-point contact ball bearing B according to the present invention was smaller than that of the four-point contact ball bearing C and was almost equivalent to the deep groove ball bearing A. The maximum PV value of the outer ring of the four-point contact ball bearing C exceeds 1.5 GPam / s, and there is a risk of causing local wear on the outer ring raceway surface. However, since the PV value of the three-point contact ball bearing B is only about 1.1 GPam / s even when the raceway radius of curvature is 50.5%, the possibility of uneven wear on the outer ring 13 is small.
[0026]
The vertical axis of the graphs shown in FIGS. 6 and 8 is the axial displacement of the bearing according to Analysis 2 under a pure axial load. Here, the axial displacement includes the amount of movement in the axial direction due to the internal clearance of the bearing and the displacement due to the elastic deformation of the ball and the track by the load. As is apparent from the figure, the axial displacement of the three-point contact ball bearing B of the present invention is larger than that of the four-point contact ball bearing C, but 40 to 50% smaller than that of the deep groove ball bearing A. Further, the three-point contact ball bearing B of the present invention has a higher positioning effect than the deep groove ball bearing A.
[0027]
In the above analysis, all of the bearings A, B, and C have the same number of balls as that of a general deep groove ball bearing 6308. However, the three-point contact ball bearing B or the four-point contact ball bearing C of the type in which the ball 14 and the inner ring 12 are in contact at two points may have an inner ring divided into two by a plane perpendicular to the central axis. Since such a three-point contact ball bearing B and a four-point contact ball bearing C are easier to assemble than a general deep groove ball bearing A of the same size, it is easy to increase the number of balls. By increasing the number of balls, the load per ball decreases, and the surface pressure at the contact point with the race and the elastic deformation of the bearing decrease. Even in the three-point contact ball bearing B of the present invention, by increasing the number of balls, both the PV value under radial load and the axial displacement under axial load are reduced from those shown in FIG. Can be provided.
(Example 2)
Using the same analysis method as in the first example, the influence of the outer ring groove radius of curvature on the bearing characteristics of the above three-point contact ball bearing B was examined. The radius of curvature of the inner ring 12 was 52% of the ball diameter Da. The other bearing specifications are as shown in Table 1.
[0028]
FIG. 7 shows the result of analysis 1 in Table 2. The abscissa represents the groove radius Re of the outer ring as a ratio to the ball diameter Da. The vertical axis represents the maximum PV value at the contact point between the ball and the outer ring raceway surface during operation under a pure radial load. As the groove radius of curvature increases, the maximum PV value of the outer ring decreases, indicating that the risk of excessive heat generation and wear is low. As described above, when the PV value exceeds 1.5 GPam / s, local wear of the outer ring 13 that receives a static load may occur. Accordingly, as shown in FIG. 7, in order to prevent uneven wear of the outer ring raceway surface 13a in this embodiment, the groove radius Re of the outer ring must be 50.3% or more of the ball diameter Da. In order to suppress the PV value of the outer ring raceway to 1.0 GPam / s or less in consideration of manufacturing or operational errors, the outer ring groove radius Re is more preferably 50.5% or more of the ball diameter Da. It is good.
[0029]
FIG. 8 shows the result of analysis 2 in Table 2. Here, the vertical axis represents the axial displacement of the bearing under a pure axial load. The smaller the radius of curvature Re of the outer ring 13, the smaller the axial displacement and the better the positioning performance. Here, the broken line on the graph indicates the axial displacement of the standard deep groove ball bearing 6308. As is clear from this figure, in the three-point contact ball bearing B according to the present invention, when the outer ring groove radius of curvature Re is 53% or less of the ball diameter Da, the axial displacement is smaller than that of the standard deep groove ball bearing 6308. There is an advantage of becoming.
[0030]
In the above embodiment, the effect of the three-point contact ball bearing of the present invention was shown for the case where the outer ring receives a static load and the inner ring rotates. For inner ring static load and outer ring rotational load, by using a three-point contact ball bearing having an inner ring whose cross section is a single arc and an outer ring having two tracks whose cross section is not a single arc shape, The sliding due to the spin motion is small at the contact point, and the partial wear can be reduced, and the axial rigidity can be increased.
[0031]
In the three-point contact ball bearing B according to the present invention, the slip is large at the contact point between the bearing ring and the ball that receives the rotational load, but the position that receives the maximum load changes on the surface of the raceway and the ball. It is unlikely that the site will wear unevenly. However, it is conceivable that the surface of the ball and the track wears out as a whole during long-term operation. Accordingly, nitriding treatment is preferably performed on the steel material surface to improve wear resistance. In addition, for the bearing ring that receives a static load, it is preferable to use the same wear-resistant material from the viewpoint of preventing uneven wear even though the sliding is small and from the viewpoint of preventing wear due to dust in the lubricating oil. .
[0032]
Although such a three-point contact ball bearing B is used for axial positioning, it can be used under a load condition with a large radial load to which the four-point contact ball bearing C is difficult to apply. The three-point contact ball bearing B of the present invention is effective not only for the purpose of supporting a radial load during steady operation but also for the purpose of receiving a large radial load temporarily at the time of startup or the like.
[0033]
As an example of such an application, in a continuously variable transmission using a belt made of metal or the like used in an automobile or the like, there is a bearing that supports a load of a pulley shaft on which the belt is applied. Further, in a toroidal-type continuously variable transmission used in an automobile or the like, it can also be used as a bearing for positioning a shaft while receiving a radial load.
[0034]
[Table 1]

[0035]
[Table 2]

[0036]
Example 3
Next, a case where the three-point contact ball bearing of the present invention is used for an electromagnetic clutch will be described as a third embodiment with reference to FIGS.
[0037]
The electromagnetic clutch 31 transmits or blocks the rotational power generated in the vehicle travel engine to the compressor of the refrigeration cycle. The electromagnetic clutch bearing 36 is required to suppress the amount of axial displacement with inclination as much as possible because the belt load acts on a portion where the belt load is displaced from the center of the shaft surface.
[0038]
The electromagnetic clutch 31 includes a stator 32 fixed to the compressor housing 40, an electromagnetic coil 33 housed in the stator 32, a pulley 34 around which a multi-stage V-belt 41 that transmits the rotational power of the engine is wound, A rotor 35 having a pulley 34 attached to the outer periphery, a three-point contact ball bearing 36 that rotatably supports the rotor 35, an armature 37 that is attracted to the rotor 35 by the magnetic force generated by the electromagnetic coil 33, and the armature 37 The armature support part 38 which consists of a single or several member which transmits the rotational power of this to a compressor (not shown), and the compressor shaft 39 are provided.
[0039]
The rotor 35 is made of a magnetic metal (for example, iron), has a substantially U-shaped cross section, and has a recess 35 a facing the opposite side of the armature 37. The stator 32 is accommodated in the recess 35a.
[0040]
A single row three-point contact ball bearing 36 is fitted between the rotor 35 and the compressor housing 40. With this ball bearing 36, the rotor 35 is rotatably supported with respect to the compressor housing 40. The outer ring 13 of the ball bearing 36 is fitted in contact with the inner periphery of the rotor 35, and the inner ring 12 of the ball bearing 36 is fitted in contact with the outer periphery of the hub of the compressor housing 40.
[0041]
A pulley 34 around which a multistage V-belt 41 is stretched is fixed to the outer periphery of the rotor 35 by a joining technique such as welding. The pulley 34 always receives the rotation of the engine via the V-belt 41 and rotates together with the fixed rotor 35.
[0042]
The ball bearing 36 and the pulley 34 are usually displaced in the axial direction in order to make the electromagnetic clutch 31 as compact as possible. The radial load generated by the tension of the V-belt 41 acts on the ball bearing 36 as a moment load with an inclination because the pulley 34 and the ball bearing 36 are displaced in the axial direction. Therefore, a relative inclination occurs between the outer ring 13 and the inner ring 12 of the ball bearing 36, and an axial displacement with inclination occurs in the rotor 35 fitted to the outer ring 13.
[0043]
Here, when energization of the electromagnetic coil 33 is stopped, a predetermined gap g (for example, 0.5 mm) exists between the rotor 35 and the armature 37. The gap g is determined in consideration of dimensional tolerances of various members or attachment errors. Here, if the gap g is too large, the magnetic force generated by the electromagnetic coil 33 must be increased. Therefore, the gap g is set so as to have a minimum value considering these.
[0044]
For the reasons described above, a double-row ball bearing is conventionally used as a bearing for supporting the rotor 35 of the electromagnetic clutch in order to suppress the amount of axial displacement associated with the inclination of the bearing 36 as much as possible. When a double-row ball bearing is used, the inclination of the rotor 35 is reduced, the rotor 35 and the armature 37 are in contact with each other, and the electromagnetic clutch is prevented from being damaged. However, since the double row ball bearings have a large width (wide), it is difficult to make the electromagnetic clutch compact, and it is difficult to reduce the cost associated with making the electromagnetic clutch compact.
[0045]
On the other hand, in the three-point contact ball bearing 36 of the present embodiment, the maximum amount of axial displacement can be kept small, and the electromagnetic clutch 31 can be made compact and reduced in cost. A result obtained by computer simulation calculation of the axial maximum displacement amount of the outer diameter surface of the outer ring 13 using the calculation conditions shown in Table 3 is shown.
[0046]
In Table 3, the radius of curvature of the track ring 12 in contact at two points was fixed to 52% of the ball diameter, and the radius of curvature of the track ring 13 having a single arc was changed. The calculation result is shown in FIG. FIG. 10 shows the result of examining the relationship between the horizontal axis with the ratio (percentage) of the outer ring groove radius Re to the ball diameter Da and the vertical axis with the axial maximum displacement (mm) of the outer ring. It is a characteristic diagram. In the figure, the characteristic line A represents the correlation between the three-point contact ball bearings. Incidentally, in the conventional double row ball bearing, the maximum axial displacement is about 0.09 mm. By improving the component accuracy and assembly accuracy, the maximum axial displacement can be allowed to be about 0.17 mm or less, which is about 90% larger than the conventional one. To satisfy this tolerance, a single arc The groove radius of curvature Re must be 53.3% or less of the ball diameter Da. In order to achieve compactness, preferably without changing the component accuracy and assembly accuracy, the radius of curvature of the single arc raceway ring is set to 51.9% or less of the ball diameter Da, and the maximum axial displacement is 0125 mm or less. And
[0047]
More preferably, in order to keep the maximum axial displacement to 0.1 mm or less and to the same level as a conventional double row ball bearing, the radius of curvature Re of the single arc raceway ring is 51.2% or less of the ball diameter. It is necessary to make it. The minimum value of the groove curvature radius Re is theoretically 50% of the ball diameter Da. However, as described with reference to FIG. 7, the PV value increases and the risk of wear is high. % Or more. Furthermore, if manufacturing or operational errors are taken into account, it is preferably 50.5% or more of the ball diameter Da.
[0048]
[Table 3]

[0049]
From the above results, the three-point contact ball bearing can suppress the amount of axial displacement even when a moment load acts as in the case of an electromagnetic clutch. In the case of a bearing for an electromagnetic clutch, the axial maximum displacement amount in the single arc shape outer ring groove even if the inner ring groove which is stationary ring into a single arc shape is rotating ring may be either because it does not change. However, in the case of a bearing for an electromagnetic clutch, since the surface pressure at the inner ring is high and separation occurs at the inner ring raceway surface, it is preferable to use a three-point contact ball bearing that can disperse the inner ring load at two locations because the life is extended. Also, in the electromagnetic clutch bearing, from the viewpoint of suppressing uneven wear, it is preferable to increase the wear resistance by nitriding the steel material.
[0050]
Further, from the viewpoint of increasing rigidity and reducing the maximum amount of axial displacement of the outer ring, it is preferable to use ceramics such as silicon nitride or silicon carbide having a Young's modulus larger than steel for the rolling element. FIG. 11 shows the results of examining the relationship between the horizontal axis with the ratio (percentage) of the outer ring groove radius Re to the ball diameter Da and the vertical axis with the maximum axial displacement (mm) of the outer ring. It is a characteristic diagram. In the figure, the characteristic line B shows the result of using a steel ball as the rolling element, and the characteristic line C shows the result of using a ceramic sphere (silicon nitride) as the rolling element. As can be seen from the figure, when the rolling element is made of silicon nitride ceramic, the tilt rigidity of the bearing is further increased, so that the amount of axial displacement associated with the tilt of the bearing 36 can be further reduced, thereby increasing the degree of freedom in design.
[0051]
【The invention's effect】
According to the electromagnetic clutch of the present invention, the raceway of the outer ring has a single arc shape in the axial parallel cross section, and the inner race has two raceways in which the axis parallel cross section does not have the single arc shape and contacts the rolling element at two points has, groove curvature radius of the outer ring is rolling of the rolling elements in diameter 50.3% or more, and less 51.2%, present a predetermined gap between the rotor and the armature when stopping the energization of the electromagnetic coil As a result, contact between the rotor and the armature can be prevented to reduce uneven wear, and even when a moment load is applied, the amount of axial displacement can be kept low and the moment load resistance performance can be improved. .
[0052]
Further, the three-point contact ball bearing of the present invention has an axial positioning function, and heat generation and wear are reduced even when a radial load is applied.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional view showing an example of a conventional deep groove ball bearing.
FIG. 2 is a cross-sectional view showing an example of a conventional four-point contact ball bearing.
FIG. 3 is a cross-sectional view showing a three-point contact ball bearing according to an embodiment of the present invention.
FIG. 4 is an enlarged cross-sectional view showing a part of a three-point contact ball bearing according to an embodiment of the present invention.
FIG. 5 is a schematic diagram for explaining elastic contact between a ball and a raceway groove surface.
FIG. 6 shows the relationship between the maximum PV value on the outer ring raceway surface under pure radial load and the axial displacement under pure axial load for each of the deep groove ball bearing, the three-point contact ball bearing, and the four-point contact ball bearing. The simulation analysis figure which shows the result of having analyzed by the computer.
FIG. 7 is a simulation analysis diagram showing the result of analyzing the relationship between the radius of curvature of the outer ring groove of the three-point contact ball bearing and the maximum PV value on the outer ring raceway surface under a pure radial load by a computer.
FIG. 8 is a simulation analysis diagram showing a result of a computer analyzing a relationship between an outer ring groove radius of curvature of a three-point contact ball bearing and an axial displacement under a pure axial load.
FIG. 9 is a schematic cross-sectional view showing an electromagnetic clutch using a three-point contact ball bearing according to an embodiment of the present invention.
FIG. 10 shows the result of analyzing, by a computer, the relationship between the maximum axial displacement of the outer ring outer diameter surface and the radius of curvature of a single arc raceway ring when the three-point contact ball bearing of the present invention is applied to an electromagnetic clutch. The simulation analysis figure shown.
FIG. 11 shows a case where the three-point contact ball bearing of the present invention is applied to an electromagnetic clutch; The simulation analysis figure which shows the result of having analyzed the difference of the relationship of the curvature radius with the computer.
[Explanation of symbols]
12 ... Inner ring (second race ring), 12a ... Raceway groove surface,
13 ... Outer ring (first race ring), 13a ... Raceway groove surface,
14 ... ball (rolling element),
A ... Deep groove ball bearing,
B: 3-point contact ball bearing,
C: 4-point contact ball bearing,
β ... rest angle,
31 ... Electromagnetic clutch,
32 ... stator,
33 ... Electromagnetic coil,
34 ... pulley,
35 ... Rotor,
36. Three-point contact ball bearing for electromagnetic clutch,
37 ... Armature,
38 ... Armature support,
39 ... Compressor shaft,
40: Compressor housing (inner ring support portion of electromagnetic clutch bearing).

Claims

A stator fixed to the housing, an electromagnetic coil fixed in the stator, a belt for transmitting rotational power, a pulley on which the belt is wound, a rotor on which the pulley is attached to the outer periphery, and the rotor A ball bearing that is rotatably supported and an armature that is attracted to the rotor by the magnetic force generated by the electromagnetic coil, the ball bearing and the pulley are offset in the axial direction, and the belt load is displaced from the center of the shaft surface. In the electromagnetic clutch acting on the location,
The ball bearing is a single-row three-point contact ball bearing that is fitted between the rotor and the housing and rotatably supports the rotor;
The three-point contact ball bearing, comprising an outer ring having a raceway of a single arc shape, the axis not parallel cross section single arc shape, and the inner ring having a raceway in contact with the rolling element and two points, the The radius of curvature of the outer ring raceway is 50.3% to 51.2% of the ball diameter of the rolling element, and a predetermined gap is provided between the rotor and the armature when energization of the electromagnetic coil is stopped. electromagnetic clutch having a three-point contact ball bearing, characterized in that but there.

The electromagnetic clutch according to claim 1, wherein a cross-sectional shape of a raceway groove surface of the inner ring is a Gothic arch shape.

3. The electromagnetic clutch according to claim 1, wherein surfaces of the inner and outer ring raceways are subjected to nitriding treatment. 4.