JP4154134B2 - 回転電機の軸支持構造 - Google Patents
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Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は回転電機の回転軸の支持構造に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、特開２０００−８７９６４号公報にあるように、モータ回転軸の支持構造として、回転軸の両端において、回転軸の軸受とモータハウジングとの間に予圧付与部材を介装するものがある。
【０００３】
回転軸の軸方向の移動を両端から予圧支持することで、回転軸にどの方向から振動が入力しても予圧を保持し、回転軸の振れを抑え、振動や騒音の発生を防止している。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、このように予圧支持する構造において、回転軸の両端を支持する軸受とハウジングとの間の、予圧付与部材を介在させた軸方向の隙間分は、回転軸と共に軸受が移動可能であるが、隙間が小さいときには、予圧支持部材で支持できる以上の軸方向の振動が作用すると、予圧付与部材を完全に圧縮したのち軸受がハウジングに衝突する。しかもこの場合、ロータ重量に基づく慣性分だけ衝突力が増加するため、間隙が無いものに比べて軸受の耐久性を低下させるという問題が生じる。また、隙間が適正値よりも大きいと、振動で回転軸が一方向に移動したときに、反対側の予圧が抜けるという問題を起こす。
【０００５】
本発明はこのような問題を解決することを目的とする。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
第１の発明はロータの回転軸を両端部において軸受を介してハウジングに摺動かつ回転自在に支持し、かつ軸受端面とハウジングとの間に予圧付与部材を介装し、前記回転軸を軸方向で両端方向から弾性的に付勢するようにした回転電機の軸支持構造において、前記ハウジングは他の運転機器と機械的に結合され、前記予圧付与部材が介装される軸受端面とハウジングとの間に軸方向間隙を設け、前記軸方向間隙は、前記他の運転機器から前記ハウジングに伝達される振動成分のうち前記軸方向の振動によって加振される前記回転軸の軸方向の最大振幅の片振幅分より大きく設定され、かつ前記ハウジングと、予圧付与部材のバネ定数と、ロータ重量に基づいて算出されるロータ軸方向の振動の共振点が、他の運転機器の振動周波数と異なるように設定される。
【０００７】
第２の発明は、第１の発明において、前記ハウジングには他の運転機器のハウジングが直接的または間接的に結合されている。
【０００８】
第３の発明は、第１または第２の発明において、前記他の運転機器がエンジンであり、前記隙間がエンジン全運転域での振動により発生するハウジングのロータ軸方向の振動量よりも大きく設定されている。
【０００９】
第４の発明は、第１または第２の発明において、前記運転機器の回転体の重心偏心量ｅ、回転体重量Ｍｒ、回転角速度ωとし、また前記ハウジングの重量Ｍｈとしたとき、Ｌ１＝（Ｍｒ／Ｍｈ）×ｅとして算出されるロータ軸方向の振動変位量Ｌ１よりも前記隙間Ｌを大きく設定した。
【００１０】
第５の発明は、第１から第３の発明において、前記運転機器がエンジンであるとき、エンジンの回転数と振動加速度に基づいて算出されるロータ軸方向の最大振動変位量Ｌ２よりも前記隙間Ｌを大きく設定した。
【００１１】
第６の発明は、第４または第５の発明において、前記振動変位量を、少なくともロータ回転軸のフリクション、予圧付与部材のバネ力に基づいて修正し、この修正変位量よりも隙間を大きく設定した。
【００１３】
第７の発明は、第１〜第６の発明において、前記ハウジングと、予圧付与部材のバネ定数と、ロータ重量に基づいて算出されるロータ軸方向の振動の共振点が、他の運転機器がエンジンであるときの、エンジンアイドル回転数による振動周波数よりも低くなるように設定されている。
【００１４】
【作用および効果】
本発明によれば、他の運転機器、例えば電動ポンプやエンジンの振動により発生するロータ軸方向の相対移動よりも、軸受とハウジングの軸方向の隙間が大きく設定されるので、ロータ軸方向の変位により軸受とハウジングが衝突を起こすことがなく、軸受の耐久性の低下を防止できる。他の運転機器の振動数が変化しても、共振点がずれているため、共振により過度にロータ軸方向に振動することがなく、過大に隙間を設定しなくても効果的に軸受の耐久性を確保できる。
【００１５】
また、とくに第６の発明では、実際のフリクション、バネ力に基づいて隙間を修正するので、より小さい隙間でもって、確実に軸受の衝突回避が図れる。
【００１７】
【発明の実施の形態】
以下、添付図面にしたがって本発明を電動モータ１に適用した実施の形態を説明する。
【００１８】
図１において、ロータ３が中央部に固定された回転軸２の両端は、それぞれ玉軸受５と７を介してモータハウジング９に回転自由に支持されている。
【００１９】
玉軸受５と７は、それぞれ内輪５ａ、７ａと外輪５ｂ、７ｂと、これらの間に配列される剛球５ｃ、７ｃとから構成され、内輪５ａ、７ａに回転軸１が嵌合支持され、外輪５ｂ、７ｂはハウジング９の軸受保持穴１１、１３に対して摺動自由に嵌合されている。
【００２０】
そして、軸受保持穴１１、１３には玉軸受５と７にそれぞれ軸方向の両端から予圧を付与するために、玉軸受５、７の端面と軸受保持穴１１、１３の底面との間に、予圧付与部材としての、皿バネ１５と１７が介装される。
【００２１】
この軸受保持穴１１、１３の底面と玉軸受５、７の端面との間には、後述するような有効隙間Ｌが設けられる。この有効隙間Ｌは皿バネ１５、１７の厚さをｔとし、また絶対隙間をＭすると、Ｌ＝Ｍ−ｔとして表すことができる。
【００２２】
図２に示すように、電動モータ１と同じ支持台２５には他の運転機器、例えば電動ポンプ２６が設置される。電動ポンプ２６はモータ２０と、その回転軸２３に連結したポンプ２１から構成される。ポンプ２１は油圧配管２２を通して潤滑油を電動モータ１に送り込み、例えば軸受５と７を潤滑するようになっている。
【００２３】
したがって、電動モータ１が運転されているときは、電動ポンプ２６が必ず運転され、このとき発生する振動は支持台２５を介して電動モータ１のハウジング９に伝達される。伝達される振動成分のうち、電動モータ１の回転軸２の軸方向の振動により、回転軸２は軸方向に加振されるが、このとき生じる最大振幅（片振幅分）よりも、前記した回転軸端部の隙間Ｌの方が大きいか、またはほぼ等しくなるように設定してある。
【００２４】
なお、回転軸２に作用するその軸方向振動の大きさは、電動ポンプ２６のモータ２０、ポンプ２１の据え付け方向、位置などによっても異なるが、いずれにしても最大振幅よりも隙間Ｌが大きくなるように設定するのである。
【００２５】
ただし、回転軸２の軸方向のいずれについても皿バネ１５、１７の予圧抜けを防止するために、間隙Ｌは必要最小限とすることが好ましい。
【００２６】
このようにしたので、電動モータ１が発生する振動以外の振動、つまり電動ポンプ２６による振動が、支持台２５を経由してハウジング９に伝わると、ロータ３の回転軸２の軸方向の振動成分により軸方向に加振される。
【００２７】
しかし、回転軸２の両端の玉軸受５、７とハウジング９の軸受保持穴１１、１３の底面との間には、皿バネ１５、１７が介装され、かつその隙間Ｌが、振動に起因する最大振幅（ただし片振幅分）よりも大きく設定してあるので、ハウジング９に対して回転軸２と共に玉軸受５、７が一体に相対移動したとしても、軸受保持穴１１、１３の底面に衝突することは無い。
【００２８】
これに対して隙間Ｌが不十分であると、回転軸２の軸方向の相対移動には、ロータ３の慣性質量も加わるために、皿バネ１５、１７を最圧縮して玉軸受５、７が軸受保持穴１１、１３の底面と衝突を繰り返すと、玉軸受５、７の構成部品である内輪５ａ、７ａ、外輪５ｂ、７ｂ、剛球５ｃ、７ｃの互いの接触部分が局部的に摩耗を生じてしまう。しかも電動ポンプ２６からの振動は、電動モータ１の運転中は常時発生するので、玉軸受５、７の受ける損傷はかなりのものとなる。
【００２９】
本発明では、上記したように、隙間Ｌを振動に起因する最大振幅よりも大きく設定するという簡易な構成により、このような問題を確実に回避することが可能で、電動モータ１の回転軸２の支持構造の耐久性を著しく向上させられる。
【００３０】
なお、電動ポンプ２６など補機の運転条件はほぼ定常運転となり、変動することが少なく、単一の運転条件での振動量よりも隙間Ｌを大きく設定しておけば、電動モータ１以外の振動が原因で発生する、回転軸２の支持構造の寿命の低下を確実に阻止できる。
【００３１】
次に、上記した隙間Ｌの算出例を説明する。
【００３２】
いま、電動モータ１のハウジング９の重量をＭｈ、支持台２５の重量をＭｄ、電動ポンプ２６の回転体重量をＭｒ、ポンプ回転体の回転中心に対する重心位置の偏心量をｅとするとき、電動ポンプ２６の回転体偏心による遠心力Ｆは、ポンプ回転体回転角速度をωとすると、
Ｆ＝Ｍｒ×ｅ×ω2×sin（ωｔ）[N]
となる。
【００３３】
ハウジング９は支持台２５とボルトなどにより締結されているとすると、ハウジング９は支持台２５と一体に運動するので、運動加速度をａとすると、その運動方程式は
Ｆ＝（Ｍｈ×Ｍｄ）ａ
となるのであるが、支持台２５の質量を加えた量をＭｈと考えるとすれば上式は
Ｆ＝Ｍｈ×ａ
と簡略化できる。次に電動ポンプ２６の偏心回転によるハウジング９に作用する加速度は、上記より、
ａ＝（Ｍｒ／Ｍｈ）×ｅ×ω2×sin（ωｔ）
となり、この加速度によるハウジング９の移動量は上記（4）式を時間に関して２回積分すれば求められるので、その移動量をＳとすると、
Ｓ＝−（Ｍｒ／Ｍｈ）×ｅ×sin（ωｔ）
となる。
【００３４】
ここで、sin（ωｔ）は、（−１〜１）の範囲で変化するので、Ｓの最大値は（Ｍｒ／Ｍｈ）×ｅとなり、これをＬ１と定め、前記隙間ＬをこのＬ１以上に設定する。
【００３５】
こうすることで、電動ポンプ２６の軸方向振動によって、玉軸受５、７に局部的な摩耗、損傷が発生するのを回避できるのである。
【００３６】
次に図３に示す第２の実施形態について説明する。
【００３７】
これは車両の駆動システムとして、エンジンにより発電機を駆動し、発電された電力でモータを回転駆動するハイブリッドシステムに本発明を適用した例である。
【００３８】
図中３０は４気筒のエンジンで、ダンパーハウジング３１を介してハイブリッドユニット３２と連結されている。
【００３９】
ハイブリッドユニット３２はエンジン回転により駆動される発電機３５と、この発電機３５が発電した電力の直接的またはバッテリを介しての間接的な供給により作動するモータ３６とから構成され、モータ３６の回転出力により車両の駆動力が得られる。
【００４０】
前記エンジン３０、ダンパーハウジング３１は車両のエンジンルーム内にエンジンマウント（防振ゴム）を介して搭載、支持されるが、ハイブリッドユニット３２もこれらと同じ振動を受ける。
【００４１】
エンジン３１はアイドル回転領域の600〜700rpmから最高回転領域の6500rpm程度までの運転領域で回転する。
【００４２】
そこで、発電機３５、モータ３６の回転子３５ａ、３６ａの回転軸３５ｂ、３６ｂの両端をそれぞれ支持する玉軸受３５ｃ、３６ｃと、これを支持するハウジングとの軸方向隙間Ｌを、この運転領域における最も大きな振動量のときの回転軸３５ｂ、３６ｂの相対移動量よりも大きく設定することで、玉軸受３５ｃ、３６ｃの局部的な摩耗損傷を防ぐことができる。
【００４３】
ここで隙間Ｌを設定するための計算式を説明する。
【００４４】
まず、図４に４気筒エンジンのエンジン回転数と振動加速度との関係の一例を示す。これによると、エンジン回転数が700rpmで加速度は１Ｇ、6500rpmでは２０Ｇであることが分かる（ただし、１Ｇ＝９．８ｍ／ｓ2）。
【００４５】
４気筒エンジンではエンジンが１回転する毎に２回爆発が発生するので、回転数による振動加速度ａは、700rpmと6500rpmとの場合、次のようになる。
【００４６】
700rpm時 ：ａ＝１×9.8×sin（2×（700/60）×2π×ｔ）
6500rpm時 ：ａ＝20×9.8×sin（2×（6500/60）×2π×ｔ）
ここで加速度を２回積分して変位量を求めると、それぞれ変位量Ｓは、
700rpm時 ：Ｓ＝［−１×9.8／（2×（700/60）×2π）2 ］×sin（2×（700/60）×2π×ｔ）
6500rpm時 ：Ｓ＝［−20×9.8／（2×（6500/60）×2π×ｔ）2］×sin（2×（6500/60）×2π×ｔ）
となる。そして、変位量の最大値は、前記と同じように、
700rpm時 ：Ｓ＝１×9.8／（2×（700/60）×2π）2 [m]＝0.46[mm]
6500rpm時 ：Ｓ＝20×9.8／（2×（6500/60）×2π×ｔ）2[m]＝0.11[mm]
となる。したがって最大変位量はエンジン回転数が700rpmのときに生じ、0.46mmとなる。そこで、この最大変位量Ｌ２とすると、玉軸受３５ｃ、３６ｃとハウジングとの間の間隙Ｌを、Ｌ２以上に設定することで、エンジンの全回転域においてハウジングと玉軸受３５ｃ、３６ｃとの接触を回避し、軸受耐久性を向上させられる。
【００４７】
ところで、上記説明では、エンジン振動が全く減衰することなしに回転電機３５やモータ３６のロータを軸方向に振動させる場合を想定している。しかし、実際にはフリクションや各玉軸受を予圧するバネのバネ力を考慮して修正することで、より正確な振動振幅値を求めることができる。
【００４８】
例えば、上記した700rpmを例にとると、例えば、回転電機３５のロータ質量：Ｍｈ、フリクション：Ｃ、皿バネのバネ定数：Ｋとすると、次の運動方程式が成立する。
【００４９】
Ｍｈ×ａ＋Ｃ×ｖ＋Ｋ×ｘ＝Ｍｈ×１×9.8×sin（2×（700/60）×2π×ｔ）
ただし、ａは振動変位ｘを２回微分した加速度、ｖはｘを１回微分した速度である。Ｃについては経験的ないしは実験により求めることができ、バネ定数Ｋについても容易に知ることができる。
【００５０】
上記式を簡単なシュミレーションにて計算すると、振動変位ｘの時間変化を求めることができる。そこで、この振動変位ｘの片振幅値を上記した隙間Ｌとして設定すればよい。
【００５１】
上記した図２、図３の例において、隙間Ｌには皿バネなどのバネを配置しているが、通常、バネマス系といわれる構造には共振点が存在する。
【００５２】
共振点はバネ定数Ｋと振動する物体の質量Ｍｒから、（Ｋ／Ｍｒ）1/2[Hz]として算出できる。
【００５３】
このバネマス系に共振点に近い振動が与えられると、振動振幅が徐々に増幅し、このためいくら隙間Ｌを適正に設定しても共振が起きたときには玉軸受を損傷させる可能性がある。
【００５４】
そこで、隙間Ｌに装着される皿バネについては、ロータ回転軸の軸方向から振動を付与する他の運転機器が発生する振動数と、上記したバネ定数とロータ質量から算出される共振点が一致しないようにバネ定数を設定するとよい。
【００５５】
こうすることで、外部の運転機器による振動で発生する回転軸の軸方向の振動振幅が不必要に増大するのが避けられ、隙間Ｌを上記各例に基づいて設定しても玉軸受の衝突を回避し、その耐久性の低下を防ぐことができる。
【００５６】
ところで、上記した他の運転機器が図３のエンジンのように、発生する振動数がエンジン回転数によって変化する場合は、その全運転域において共振点が存在しないようにする必要がある。
【００５７】
例えば、700rpmのときの振動数は、700×2/60＝23.2[Hz]であり、6500rpmのときの振動数は、6500×2/60＝217[Hz]となる。
【００５８】
したがって、この場合にはこの振動数範囲に共振周波数が入ることのないように皿バネのバネ定数Ｋを設定する。
【００５９】
好ましくは、エンジンアイドル回転数の700rpm以下に共振周波数がくるように皿バネのバネ定数を設定する。このためには、バネ定数：Ｋ、ロータ質量：Ｍｒ、エンジンアイドル回転数：Ｎｅｉ、エンジン気筒数：ｎとして、
（Ｎｅｉ／60）×（ｎ／2）≧（Ｋ／Ｍｒ）1/2
を満足するように皿バネのバネ定数を設定すればよい。
【００６０】
本発明は上記した実施の形態に限定されるものではなく、特許請求の範囲に記載された発明の技術的思想の範囲内において、さまざまな変更が可能であることは言うまでもない。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施の形態を示すモータの一部を示す断面図である。
【図２】同じくその全体構成図である。
【図３】他の実施形態の全体構成図である。
【図４】エンジン回転数と振動加速度の関係を示す説明図である。
【符号の説明】
１ 電動モータ
２ 回転軸
３ ロータ
５，７ 玉軸受
９ ハウジング
１５ 皿バネ
１７ 皿バネ
２６ 電動ポンプ
３０ エンジン
Ｌ 隙間
【発明の属する技術分野】
本発明は回転電機の回転軸の支持構造に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、特開２０００−８７９６４号公報にあるように、モータ回転軸の支持構造として、回転軸の両端において、回転軸の軸受とモータハウジングとの間に予圧付与部材を介装するものがある。
【０００３】
回転軸の軸方向の移動を両端から予圧支持することで、回転軸にどの方向から振動が入力しても予圧を保持し、回転軸の振れを抑え、振動や騒音の発生を防止している。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、このように予圧支持する構造において、回転軸の両端を支持する軸受とハウジングとの間の、予圧付与部材を介在させた軸方向の隙間分は、回転軸と共に軸受が移動可能であるが、隙間が小さいときには、予圧支持部材で支持できる以上の軸方向の振動が作用すると、予圧付与部材を完全に圧縮したのち軸受がハウジングに衝突する。しかもこの場合、ロータ重量に基づく慣性分だけ衝突力が増加するため、間隙が無いものに比べて軸受の耐久性を低下させるという問題が生じる。また、隙間が適正値よりも大きいと、振動で回転軸が一方向に移動したときに、反対側の予圧が抜けるという問題を起こす。
【０００５】
本発明はこのような問題を解決することを目的とする。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
第１の発明はロータの回転軸を両端部において軸受を介してハウジングに摺動かつ回転自在に支持し、かつ軸受端面とハウジングとの間に予圧付与部材を介装し、前記回転軸を軸方向で両端方向から弾性的に付勢するようにした回転電機の軸支持構造において、前記ハウジングは他の運転機器と機械的に結合され、前記予圧付与部材が介装される軸受端面とハウジングとの間に軸方向間隙を設け、前記軸方向間隙は、前記他の運転機器から前記ハウジングに伝達される振動成分のうち前記軸方向の振動によって加振される前記回転軸の軸方向の最大振幅の片振幅分より大きく設定され、かつ前記ハウジングと、予圧付与部材のバネ定数と、ロータ重量に基づいて算出されるロータ軸方向の振動の共振点が、他の運転機器の振動周波数と異なるように設定される。
【０００７】
第２の発明は、第１の発明において、前記ハウジングには他の運転機器のハウジングが直接的または間接的に結合されている。
【０００８】
第３の発明は、第１または第２の発明において、前記他の運転機器がエンジンであり、前記隙間がエンジン全運転域での振動により発生するハウジングのロータ軸方向の振動量よりも大きく設定されている。
【０００９】
第４の発明は、第１または第２の発明において、前記運転機器の回転体の重心偏心量ｅ、回転体重量Ｍｒ、回転角速度ωとし、また前記ハウジングの重量Ｍｈとしたとき、Ｌ１＝（Ｍｒ／Ｍｈ）×ｅとして算出されるロータ軸方向の振動変位量Ｌ１よりも前記隙間Ｌを大きく設定した。
【００１０】
第５の発明は、第１から第３の発明において、前記運転機器がエンジンであるとき、エンジンの回転数と振動加速度に基づいて算出されるロータ軸方向の最大振動変位量Ｌ２よりも前記隙間Ｌを大きく設定した。
【００１１】
第６の発明は、第４または第５の発明において、前記振動変位量を、少なくともロータ回転軸のフリクション、予圧付与部材のバネ力に基づいて修正し、この修正変位量よりも隙間を大きく設定した。
【００１３】
第７の発明は、第１〜第６の発明において、前記ハウジングと、予圧付与部材のバネ定数と、ロータ重量に基づいて算出されるロータ軸方向の振動の共振点が、他の運転機器がエンジンであるときの、エンジンアイドル回転数による振動周波数よりも低くなるように設定されている。
【００１４】
【作用および効果】
本発明によれば、他の運転機器、例えば電動ポンプやエンジンの振動により発生するロータ軸方向の相対移動よりも、軸受とハウジングの軸方向の隙間が大きく設定されるので、ロータ軸方向の変位により軸受とハウジングが衝突を起こすことがなく、軸受の耐久性の低下を防止できる。他の運転機器の振動数が変化しても、共振点がずれているため、共振により過度にロータ軸方向に振動することがなく、過大に隙間を設定しなくても効果的に軸受の耐久性を確保できる。
【００１５】
また、とくに第６の発明では、実際のフリクション、バネ力に基づいて隙間を修正するので、より小さい隙間でもって、確実に軸受の衝突回避が図れる。
【００１７】
【発明の実施の形態】
以下、添付図面にしたがって本発明を電動モータ１に適用した実施の形態を説明する。
【００１８】
図１において、ロータ３が中央部に固定された回転軸２の両端は、それぞれ玉軸受５と７を介してモータハウジング９に回転自由に支持されている。
【００１９】
玉軸受５と７は、それぞれ内輪５ａ、７ａと外輪５ｂ、７ｂと、これらの間に配列される剛球５ｃ、７ｃとから構成され、内輪５ａ、７ａに回転軸１が嵌合支持され、外輪５ｂ、７ｂはハウジング９の軸受保持穴１１、１３に対して摺動自由に嵌合されている。
【００２０】
そして、軸受保持穴１１、１３には玉軸受５と７にそれぞれ軸方向の両端から予圧を付与するために、玉軸受５、７の端面と軸受保持穴１１、１３の底面との間に、予圧付与部材としての、皿バネ１５と１７が介装される。
【００２１】
この軸受保持穴１１、１３の底面と玉軸受５、７の端面との間には、後述するような有効隙間Ｌが設けられる。この有効隙間Ｌは皿バネ１５、１７の厚さをｔとし、また絶対隙間をＭすると、Ｌ＝Ｍ−ｔとして表すことができる。
【００２２】
図２に示すように、電動モータ１と同じ支持台２５には他の運転機器、例えば電動ポンプ２６が設置される。電動ポンプ２６はモータ２０と、その回転軸２３に連結したポンプ２１から構成される。ポンプ２１は油圧配管２２を通して潤滑油を電動モータ１に送り込み、例えば軸受５と７を潤滑するようになっている。
【００２３】
したがって、電動モータ１が運転されているときは、電動ポンプ２６が必ず運転され、このとき発生する振動は支持台２５を介して電動モータ１のハウジング９に伝達される。伝達される振動成分のうち、電動モータ１の回転軸２の軸方向の振動により、回転軸２は軸方向に加振されるが、このとき生じる最大振幅（片振幅分）よりも、前記した回転軸端部の隙間Ｌの方が大きいか、またはほぼ等しくなるように設定してある。
【００２４】
なお、回転軸２に作用するその軸方向振動の大きさは、電動ポンプ２６のモータ２０、ポンプ２１の据え付け方向、位置などによっても異なるが、いずれにしても最大振幅よりも隙間Ｌが大きくなるように設定するのである。
【００２５】
ただし、回転軸２の軸方向のいずれについても皿バネ１５、１７の予圧抜けを防止するために、間隙Ｌは必要最小限とすることが好ましい。
【００２６】
このようにしたので、電動モータ１が発生する振動以外の振動、つまり電動ポンプ２６による振動が、支持台２５を経由してハウジング９に伝わると、ロータ３の回転軸２の軸方向の振動成分により軸方向に加振される。
【００２７】
しかし、回転軸２の両端の玉軸受５、７とハウジング９の軸受保持穴１１、１３の底面との間には、皿バネ１５、１７が介装され、かつその隙間Ｌが、振動に起因する最大振幅（ただし片振幅分）よりも大きく設定してあるので、ハウジング９に対して回転軸２と共に玉軸受５、７が一体に相対移動したとしても、軸受保持穴１１、１３の底面に衝突することは無い。
【００２８】
これに対して隙間Ｌが不十分であると、回転軸２の軸方向の相対移動には、ロータ３の慣性質量も加わるために、皿バネ１５、１７を最圧縮して玉軸受５、７が軸受保持穴１１、１３の底面と衝突を繰り返すと、玉軸受５、７の構成部品である内輪５ａ、７ａ、外輪５ｂ、７ｂ、剛球５ｃ、７ｃの互いの接触部分が局部的に摩耗を生じてしまう。しかも電動ポンプ２６からの振動は、電動モータ１の運転中は常時発生するので、玉軸受５、７の受ける損傷はかなりのものとなる。
【００２９】
本発明では、上記したように、隙間Ｌを振動に起因する最大振幅よりも大きく設定するという簡易な構成により、このような問題を確実に回避することが可能で、電動モータ１の回転軸２の支持構造の耐久性を著しく向上させられる。
【００３０】
なお、電動ポンプ２６など補機の運転条件はほぼ定常運転となり、変動することが少なく、単一の運転条件での振動量よりも隙間Ｌを大きく設定しておけば、電動モータ１以外の振動が原因で発生する、回転軸２の支持構造の寿命の低下を確実に阻止できる。
【００３１】
次に、上記した隙間Ｌの算出例を説明する。
【００３２】
いま、電動モータ１のハウジング９の重量をＭｈ、支持台２５の重量をＭｄ、電動ポンプ２６の回転体重量をＭｒ、ポンプ回転体の回転中心に対する重心位置の偏心量をｅとするとき、電動ポンプ２６の回転体偏心による遠心力Ｆは、ポンプ回転体回転角速度をωとすると、
Ｆ＝Ｍｒ×ｅ×ω2×sin（ωｔ）[N]
となる。
【００３３】
ハウジング９は支持台２５とボルトなどにより締結されているとすると、ハウジング９は支持台２５と一体に運動するので、運動加速度をａとすると、その運動方程式は
Ｆ＝（Ｍｈ×Ｍｄ）ａ
となるのであるが、支持台２５の質量を加えた量をＭｈと考えるとすれば上式は
Ｆ＝Ｍｈ×ａ
と簡略化できる。次に電動ポンプ２６の偏心回転によるハウジング９に作用する加速度は、上記より、
ａ＝（Ｍｒ／Ｍｈ）×ｅ×ω2×sin（ωｔ）
となり、この加速度によるハウジング９の移動量は上記（4）式を時間に関して２回積分すれば求められるので、その移動量をＳとすると、
Ｓ＝−（Ｍｒ／Ｍｈ）×ｅ×sin（ωｔ）
となる。
【００３４】
ここで、sin（ωｔ）は、（−１〜１）の範囲で変化するので、Ｓの最大値は（Ｍｒ／Ｍｈ）×ｅとなり、これをＬ１と定め、前記隙間ＬをこのＬ１以上に設定する。
【００３５】
こうすることで、電動ポンプ２６の軸方向振動によって、玉軸受５、７に局部的な摩耗、損傷が発生するのを回避できるのである。
【００３６】
次に図３に示す第２の実施形態について説明する。
【００３７】
これは車両の駆動システムとして、エンジンにより発電機を駆動し、発電された電力でモータを回転駆動するハイブリッドシステムに本発明を適用した例である。
【００３８】
図中３０は４気筒のエンジンで、ダンパーハウジング３１を介してハイブリッドユニット３２と連結されている。
【００３９】
ハイブリッドユニット３２はエンジン回転により駆動される発電機３５と、この発電機３５が発電した電力の直接的またはバッテリを介しての間接的な供給により作動するモータ３６とから構成され、モータ３６の回転出力により車両の駆動力が得られる。
【００４０】
前記エンジン３０、ダンパーハウジング３１は車両のエンジンルーム内にエンジンマウント（防振ゴム）を介して搭載、支持されるが、ハイブリッドユニット３２もこれらと同じ振動を受ける。
【００４１】
エンジン３１はアイドル回転領域の600〜700rpmから最高回転領域の6500rpm程度までの運転領域で回転する。
【００４２】
そこで、発電機３５、モータ３６の回転子３５ａ、３６ａの回転軸３５ｂ、３６ｂの両端をそれぞれ支持する玉軸受３５ｃ、３６ｃと、これを支持するハウジングとの軸方向隙間Ｌを、この運転領域における最も大きな振動量のときの回転軸３５ｂ、３６ｂの相対移動量よりも大きく設定することで、玉軸受３５ｃ、３６ｃの局部的な摩耗損傷を防ぐことができる。
【００４３】
ここで隙間Ｌを設定するための計算式を説明する。
【００４４】
まず、図４に４気筒エンジンのエンジン回転数と振動加速度との関係の一例を示す。これによると、エンジン回転数が700rpmで加速度は１Ｇ、6500rpmでは２０Ｇであることが分かる（ただし、１Ｇ＝９．８ｍ／ｓ2）。
【００４５】
４気筒エンジンではエンジンが１回転する毎に２回爆発が発生するので、回転数による振動加速度ａは、700rpmと6500rpmとの場合、次のようになる。
【００４６】
700rpm時 ：ａ＝１×9.8×sin（2×（700/60）×2π×ｔ）
6500rpm時 ：ａ＝20×9.8×sin（2×（6500/60）×2π×ｔ）
ここで加速度を２回積分して変位量を求めると、それぞれ変位量Ｓは、
700rpm時 ：Ｓ＝［−１×9.8／（2×（700/60）×2π）2 ］×sin（2×（700/60）×2π×ｔ）
6500rpm時 ：Ｓ＝［−20×9.8／（2×（6500/60）×2π×ｔ）2］×sin（2×（6500/60）×2π×ｔ）
となる。そして、変位量の最大値は、前記と同じように、
700rpm時 ：Ｓ＝１×9.8／（2×（700/60）×2π）2 [m]＝0.46[mm]
6500rpm時 ：Ｓ＝20×9.8／（2×（6500/60）×2π×ｔ）2[m]＝0.11[mm]
となる。したがって最大変位量はエンジン回転数が700rpmのときに生じ、0.46mmとなる。そこで、この最大変位量Ｌ２とすると、玉軸受３５ｃ、３６ｃとハウジングとの間の間隙Ｌを、Ｌ２以上に設定することで、エンジンの全回転域においてハウジングと玉軸受３５ｃ、３６ｃとの接触を回避し、軸受耐久性を向上させられる。
【００４７】
ところで、上記説明では、エンジン振動が全く減衰することなしに回転電機３５やモータ３６のロータを軸方向に振動させる場合を想定している。しかし、実際にはフリクションや各玉軸受を予圧するバネのバネ力を考慮して修正することで、より正確な振動振幅値を求めることができる。
【００４８】
例えば、上記した700rpmを例にとると、例えば、回転電機３５のロータ質量：Ｍｈ、フリクション：Ｃ、皿バネのバネ定数：Ｋとすると、次の運動方程式が成立する。
【００４９】
Ｍｈ×ａ＋Ｃ×ｖ＋Ｋ×ｘ＝Ｍｈ×１×9.8×sin（2×（700/60）×2π×ｔ）
ただし、ａは振動変位ｘを２回微分した加速度、ｖはｘを１回微分した速度である。Ｃについては経験的ないしは実験により求めることができ、バネ定数Ｋについても容易に知ることができる。
【００５０】
上記式を簡単なシュミレーションにて計算すると、振動変位ｘの時間変化を求めることができる。そこで、この振動変位ｘの片振幅値を上記した隙間Ｌとして設定すればよい。
【００５１】
上記した図２、図３の例において、隙間Ｌには皿バネなどのバネを配置しているが、通常、バネマス系といわれる構造には共振点が存在する。
【００５２】
共振点はバネ定数Ｋと振動する物体の質量Ｍｒから、（Ｋ／Ｍｒ）1/2[Hz]として算出できる。
【００５３】
このバネマス系に共振点に近い振動が与えられると、振動振幅が徐々に増幅し、このためいくら隙間Ｌを適正に設定しても共振が起きたときには玉軸受を損傷させる可能性がある。
【００５４】
そこで、隙間Ｌに装着される皿バネについては、ロータ回転軸の軸方向から振動を付与する他の運転機器が発生する振動数と、上記したバネ定数とロータ質量から算出される共振点が一致しないようにバネ定数を設定するとよい。
【００５５】
こうすることで、外部の運転機器による振動で発生する回転軸の軸方向の振動振幅が不必要に増大するのが避けられ、隙間Ｌを上記各例に基づいて設定しても玉軸受の衝突を回避し、その耐久性の低下を防ぐことができる。
【００５６】
ところで、上記した他の運転機器が図３のエンジンのように、発生する振動数がエンジン回転数によって変化する場合は、その全運転域において共振点が存在しないようにする必要がある。
【００５７】
例えば、700rpmのときの振動数は、700×2/60＝23.2[Hz]であり、6500rpmのときの振動数は、6500×2/60＝217[Hz]となる。
【００５８】
したがって、この場合にはこの振動数範囲に共振周波数が入ることのないように皿バネのバネ定数Ｋを設定する。
【００５９】
好ましくは、エンジンアイドル回転数の700rpm以下に共振周波数がくるように皿バネのバネ定数を設定する。このためには、バネ定数：Ｋ、ロータ質量：Ｍｒ、エンジンアイドル回転数：Ｎｅｉ、エンジン気筒数：ｎとして、
（Ｎｅｉ／60）×（ｎ／2）≧（Ｋ／Ｍｒ）1/2
を満足するように皿バネのバネ定数を設定すればよい。
【００６０】
本発明は上記した実施の形態に限定されるものではなく、特許請求の範囲に記載された発明の技術的思想の範囲内において、さまざまな変更が可能であることは言うまでもない。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施の形態を示すモータの一部を示す断面図である。
【図２】同じくその全体構成図である。
【図３】他の実施形態の全体構成図である。
【図４】エンジン回転数と振動加速度の関係を示す説明図である。
【符号の説明】
１ 電動モータ
２ 回転軸
３ ロータ
５，７ 玉軸受
９ ハウジング
１５ 皿バネ
１７ 皿バネ
２６ 電動ポンプ
３０ エンジン
Ｌ 隙間
Claims (7)
- ロータの回転軸を両端部において軸受を介してハウジングに摺動かつ回転自在に支持し、かつ軸受端面とハウジングとの間に予圧付与部材を介装し、前記回転軸を軸方向で両端方向から弾性的に付勢するようにした回転電機の軸支持構造において、
前記ハウジングは他の運転機器と機械的に結合され、
前記予圧付与部材が介装される軸受端面とハウジングとの間に軸方向間隙を設け、
前記軸方向間隙は、前記他の運転機器から前記ハウジングに伝達される振動成分のうち前記軸方向の振動によって加振される前記回転軸の軸方向の最大振幅の片振幅分より大きく設定され、
かつ前記ハウジングと、予圧付与部材のバネ定数と、ロータ重量に基づいて算出されるロータ軸方向の振動の共振点が、他の運転機器の振動周波数と異なるように設定されることを特徴とする回転電機の軸支持構造。 - 前記ハウジングには他の運転機器のハウジングが直接的または間接的に結合されている請求項１に記載の回転電機の軸支持構造。
- 前記他の運転機器がエンジンであり、前記隙間がエンジン全運転域での振動により発生するハウジングのロータ軸方向の振動量よりも大きく設定されている請求項１または２に記載の回転電機の軸支持構造。
- 前記運転機器の回転体の重心偏心量ｅ、回転体重量Ｍｒ、回転角速度ωとし、また前記ハウジングの重量Ｍｈとしたとき、Ｌ１＝（Ｍｒ／Ｍｈ）×ｅとして算出されるロータ軸方向の振動変位量Ｌ１よりも前記隙間Ｌを大きく設定した請求項１または２に記載の回転電機の軸支持構造。
- 前記運転機器がエンジンであるとき、エンジンの回転数と振動加速度に基づいて算出されるロータ軸方向の最大振動変位量Ｌ２よりも前記隙間Ｌを大きく設定した請求項１〜３のいずれか一つに記載の回転電機の軸支持構造。
- 前記振動変位量を、少なくともロータ回転軸のフリクション、予圧付与部材のバネ力に基づいて修正し、この修正変位量よりも隙間を大きく設定した請求項４または５に記載の回転電機の軸支持構造。
- 前記ハウジングと、予圧付与部材のバネ定数と、ロータ重量に基づいて算出されるロータ軸方向の振動の共振点が、他の運転機器がエンジンであるときの、エンジンアイドル回転数による振動周波数よりも低くなるように設定されている請求項１〜６のいずれか一つに記載の回転電機の軸支持構造。
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