JPH06280860A

JPH06280860A - 玉軸受装置

Info

Publication number: JPH06280860A
Application number: JP3013794A
Authority: JP
Inventors: Susumu Takano; 晋高野; Rikuo Kubo; 陸生久保
Original assignee: NSK Ltd
Current assignee: NSK Ltd
Priority date: 1993-03-02
Filing date: 1994-02-28
Publication date: 1994-10-07
Anticipated expiration: 2019-08-04
Also published as: JP3252588B2; JPH06280861A; JP3550712B2

Abstract

(57)【要約】【目的】スクリューコンプレッサの回転軸２を支承す
る第一、第二の玉軸受５ａ、６ａの耐久性向上を図る。【構成】それぞれがアンギュラ型玉軸受である第一、
第二の玉軸受５ａ、６ａを、正面組み合わせで配置す
る。玉軸受装置にはプラスの隙間を設ける。反負荷側で
ある第二の玉軸受６ａの接触角を、負荷側である第一の
玉軸受５ａの接触角よりも小さくする。第一、第二の玉
軸受５ａ、６ａに組み込む保持器１６、１６を外輪案内
とする。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【産業上の利用分野】この発明に係る玉軸受装置は、ス
クリューコンプレッサの回転軸を回転自在に支持する為
に利用する。

【０００２】

【従来の技術】スクリューコンプレッサの回転軸等、高
速で回転する軸を支承する為、図１に示す様な玉軸受装
置が、従来から使用されている。この玉軸受装置は、ス
クリューコンプレッサを構成するロータ１を固定した回
転軸２の外周面と、ハウジング３の内周面との間に設け
られる。尚、図１で４は、ラジアル方向の荷重Ｆ_r を支
承する為のころ軸受である。

【０００３】本発明の対象である玉軸受装置は、上記回
転軸２の軸方向（図１の左右方向）に亙るアキシャル荷
重Ｆ_a を支承する為のもので、それぞれがアンギュラ型
である第一、第二の玉軸受５、６を組み合わせる事で構
成される。これら第一、第二の玉軸受５、６の接触角α
（後述する図２参照）の方向は、互いに逆方向で、且つ
互いの正面同士を対向させる正面組み合わせ（以下『Ｄ
Ｆ』とする。）としている。この為、上記回転軸２が図
１の左方に変位しようとする時は、同図で左方の第一の
玉軸受５がアキシャル荷重を支承し、同じく右方に変位
しようとする時は、右方の第二の玉軸受６がアキシャル
荷重を支承して、回転軸２及びロータ１が、ハウジング
３に対し変位する事を防止する。

【０００４】尚、アンギュラ型の玉軸受を１対組み合わ
せる事で何れの方向のアキシャル荷重も支承できる様に
する組み合わせの型としては、図１に示した構造とは逆
に、第一、第二の玉軸受の背面同士を対向させて組み合
わせる、所謂背面組み合わせがある。しかしながら、こ
の様な背面組み合わせの構造を採用した場合には、上記
第一、第二の玉軸受の内輪側の作用点の間隔が大きくな
って、回転軸が傾斜する事に対する曲げ剛性が大きくな
る。従って、スクリューコンプレッサの回転軸２の様
に、傾斜が比較的大きくなる部材の支持に上記背面組み
合わせを使用すると、上記作用点部分に過大な面圧が作
用し易くなる。過大な面圧は、異常発熱や玉の転動面並
びに軌道面の疲れ寿命が低下する原因となる為、好まし
くない。従って、本発明の対象となる玉軸受装置は、図
１に示す様なＤＦである。

【０００５】又、この玉軸受装置により支持される回転
軸２には、上記スクリューコンプレッサの使用時に、前
記ロータ１の回転に伴なってほぼ一定方向（図１では右
から左方向へ）のアキシャル荷重Ｆ_a が加わる。これ
は、ロータ１に加わる圧力の方向が決まっている為であ
る。尚、図１で７、８は間座、９は抑え金である。

【０００６】ところで、上述の様に、それぞれがアンギ
ュラ型である第一、第二の玉軸受５、６をＤＦで組み合
わせて成る玉軸受装置は、回転軸２が高速で回転した場
合には、必ずしも十分な軸受寿命を得られない。この様
に高速回転に伴って軸受寿命が低下する原因に就いて、
図２により説明する。

【０００７】図２は、高速回転で生じる遠心力に基づい
て、第一、第二の玉軸受５、６に加わる力を説明する為
の図である。上記回転軸２（図１）を高速で回転させた
場合、第一、第二の玉軸受５、６を構成する玉１１、１
２に遠心力Ｆ_c1が加わる。そして、これら第一、第二の
玉軸受５、６を構成する玉１１、１２は、この遠心力Ｆ
_c1に基づいて外輪軌道１４、１４に、Ｑ_in1 の力で、接
触角α方向から押し付けられる。そして、これら第一、
第二の玉軸受５、６を構成する玉１１、１２は、この力
Ｑ_in1 のアキシャル方向の分力Ｆ_ain1で各外輪軌道１
４、１４に、アキシャル方向に亙り押し付けられる。

【０００８】そして、この分力によりＦ_ain1＋Ｆ_ain1に
相当する内部アキシャル荷重が、互いに直列に組み合わ
された第一、第二の玉軸受５、６内で発生し、上記外輪
軌道１４、１４と玉１１、１２との接触面圧を増大させ
て、これら第一、第二の玉軸受５、６の疲れ寿命を低下
させてしまう。尚、高速回転時に於ける玉の遠心力を考
慮した玉軸受の疲れ寿命の計算は、１９５２年７月発行
のTrans. ASME 中に記載された論文である『The Life o
f High-Speed Ball Bearings』に示された理論に基づい
て行える。

【０００９】上述の様な原因による寿命低下を防止すべ
く、第一、第二の玉軸受５、６を構成する玉１１、１２
を、軽量なセラミック材により造ったり、或は玉１１、
１２として小径のものを使用し、遠心力Ｆ_c1を小さくす
る試みもなされている。更には、上記第一、第二の玉軸
受５、６の接触角αを何れも小さくする事で、上記遠心
力Ｆ_c1に基づくアキシャル方向の分力Ｆ_ain1を小さくす
る試みも行なわれている。

【００１０】ところが、玉１１、１２を、縦弾性係数の
大きなセラミック材により造ると、特に外部荷重（例え
ば上記アキシャル荷重Ｆ_a ）を支承する側の第一の玉軸
受５に於いて、外輪軌道１４と玉１１との接触面圧が、
軸受鋼製の玉を使用した場合よりも増大する。この結
果、第一の玉軸受５の疲れ寿命が低下し、第一、第二の
玉軸受５、６を組み合わせて成る玉軸受装置全体の疲れ
寿命が低下してしまう。又、玉１１、１２として小径の
ものを使用したり接触角αを小さくすると、第一、第二
の玉軸受５、６のアキシャル方向の負荷容量（基本動定
格荷重）が小さくなり、やはり疲れ寿命が低下してしま
う。

【００１１】即ち、遠心力に基づく摩擦と発熱とを低減
し、上記第一、第二の玉軸受５、６の疲れ寿命を延長す
る為の技術が従来から、各種刊行物に記載されている。
先ず、雑誌『機械設計』の１９８８年（昭和６３年）１
０月号には、玉径を小さくする事、接触角を小さく
する事、セラミック製の玉を使用する等玉の密度を小
さくする事が記載されている。しかしながら、単にこれ
ら〜の技術をＤＦで組み合わされた玉軸受装置に適
用しただけでは疲れ寿命が低下する事は、上述の通りで
ある。

【００１２】一方、『NEW DEPARTURE 』、或は実開昭５
４−１２６５６号公報には、１対のアンギュラ型玉軸受
を接触角の方向を互いに異ならせて組み合わせ、且つ、
負荷側の玉軸受の接触角を反負荷側の玉軸受の接触角よ
りも大きくする技術が記載されている。

【００１３】図３〜４は、この様な刊行物に記載された
技術を元に構成した玉軸受装置を示している。この玉軸
受装置の場合には、使用時に外部から回転軸２に加わる
アキシャル荷重Ｆ_a を支承する負荷側（図３〜４の左
側）に設けられた、第一の玉軸受５ａの接触角α₁ より
も、使用時に上記アキシャル荷重Ｆ_a を支承しない反負
荷側（図３〜４の右側）に設けられた第二の玉軸受６ａ
の接触角α₂ を小さく（α₂ ＜α₁ ）している。

【００１４】上述の様に、第一の玉軸受５ａの接触角α
₁ を第二の玉軸受６ａの接触角α₂よりも大きくする事
で、上記第一の玉軸受５ａの負荷容量を十分に確保でき
る。この場合に於いて、上記接触角α₁ を、前記従来か
ら一般的に知られた玉軸受装置に組み込まれた第一、第
二の玉軸受５、６の接触角αと同じ（α＝α₁ ）とすれ
ば、遠心力に基づいてこの第一の玉軸受５ａに作用する
アキシャル方向分力は、Ｆ_ain1となる。又、第二の玉軸
受６ａに加わるアキシャル方向分力はＦ_ain2となる。こ
の場合に於いて、この第二の玉軸受６ａの接触角α₂
は、上記第一の玉軸受５ａの接触角α₁ よりも小さい。
この為、上記第二の玉軸受６ａに加わるアキシャル方向
分力Ｆ_ain2は、前記従来装置の第二の玉軸受６に作用す
るアキシャル方向分力Ｆ_ain1よりも小さく（Ｆ_ain2＜Ｆ
_ain1）なる。この結果、第一、第二の玉軸受５ａ、６ａ
を組み合わせて成る玉軸受装置に発生する、遠心力に基
づく内部アキシャル荷重は、Ｆ_ain1＋Ｆ_ain2となり、前
記従来装置に生じる内部アキシャル荷重Ｆ_ain1＋Ｆ_ain1
よりも小さくなる。

【００１５】この為、上記第一、第二の玉軸受５ａ、６
ａを構成する玉１１、１２と外輪軌道１４、１４との接
触面圧が低下する。そして、第一、第二の玉軸受５ａ、
６ａの転がり疲れ寿命の低下が抑えられ、これら第一、
第二の玉軸受５ａ、６ａを組み合わせて成る玉軸受装置
の寿命低下を抑える事ができる。接触角α₂ を小さくし
た第二の玉軸受６ａのアキシャル方向の負荷容量は小さ
くなるが、この第二の玉軸受６ａは稀に加わる軽荷重を
支承する、一種のバックアップ軸受としての機能しか持
たないので、負荷容量の減少は特に問題とはならない。

【００１６】

【発明が解決しようとする課題】ところが、上述の様
な、従前から知られた各刊行物に記載された技術は、何
れも予圧を付与した状態で使用する事を前提に考えられ
たものであった。この為、本発明が対象としている様
な、スクリューコンプレッサ用の玉軸受装置として使用
した場合には、十分な耐久性を得る事ができない。即
ち、オーム社が発行している『軸受の設計』にも記載さ
れている様に、予圧を付与した玉軸受装置は振動を防止
し、剛性を高められる反面、摩擦と温度上昇とが増大
し、疲れ寿命が低下する。又、上記各刊行物に記載され
た技術は、玉を保持する保持器に就いての考慮はなされ
ていない。

【００１７】一方、本発明の対象となる玉軸受装置が組
み込まれるスクリューコンプレッサは、超高速（例えば
d_mn が７０万〜２００万mm・r.p.m）で回転する。この
為、玉１１、１２に予圧付与を行ない、所謂マイナスの
隙間を持った第一第二の玉軸受５ａ、６ａを使用した
場合には、予圧に基づいてこれら第一、第二の玉軸受５
ａ、６ａの内部アキシャル荷重が増加し、異常発熱や疲
れ寿命の低下の原因となる。又、複数の玉を転動自在に
保持する為の保持器に就いても、その装着状況を工夫し
ない限り、著しい摩耗が発生して十分な耐久性を得られ
ない。本発明の玉軸受装置は、上述の様な事情に鑑みて
発明したものである。

【００１８】尚、前述の論文『The Life of High-Speed
Ball Bearings』に示された理論は、本明細書中に記載
した計算寿命を求める場合の基礎となるものである。し
かしながら、この論文中には、玉軸受に予圧を付与せ
ず、プラス隙間を設けた状態で運転する場合の理論は開
示されていない。又、組み合わされた複数の玉軸受の接
触角等の条件を変えて遠心力の影響を減ずる方法も書か
れておらず、勿論、この様な方法による利害とその解決
方法も記載されていない。

【００１９】更に、接触角、玉径等が互いに異なる複数
の玉軸受を組み合わせた構造としては、前述した各公報
の他、MRC Bearing Services発行の『PUMPAC The MRC B
earing System 』、John Wiley＆Sons,Inc.,発行の『Ro
lling Bearing Analysis』、綿林英一編著の『転がり軸
受の選び方・使い方』等に記載されたものも、従来から
知られている。しかしながら、これら各刊行物に記載さ
れた構造は、本発明の玉軸受装置と用途を異にするもの
である。従って、これら何れの刊行物にも、上述の様な
摩耗、並びにその解決方法に関する記載はない。

【００２０】

【課題を解決するための手段】本発明の玉軸受装置は、
軸の外周面とハウジングの内周面との間に、それぞれが
アンギュラ型である第一、第二の玉軸受を、互いの接触
角の方向を異ならせて設け、使用時に上記軸とハウジン
グとの間に外部からほぼ一定方向に加わるアキシャル荷
重を、第一の玉軸受により支承するものである。

【００２１】特に、本発明の玉軸受装置に於いては、上
記第一、第二の玉軸受はＤＦで配列されている。又、こ
れら第一、第二の玉軸受にプラスの隙間が付与されてい
る。又、上記第一の玉軸受の接触角よりも第二の玉軸受
の接触角が小さく、上記第一、第二の玉軸受を構成する
玉は保持器により転動自在に保持されている。そして、
これら保持器の外周面の一部はそれぞれ第一、第二の玉
軸受を構成する外輪の内周面の一部に近接する事で、外
輪案内により回転自在に支持されている。

【００２２】

【作用】上述の様に構成される本発明の玉軸受装置は、
前述した既知の技術を組み合わせる事で得られる玉軸受
装置と同様に、使用時に外部から加わるアキシャル荷重
を支承する第一の玉軸受の負荷容量が大きい為、十分に
大きなアキシャル荷重を支承できる。又、使用時にこの
アキシャル荷重を支承しない第二の玉軸受は、遠心力に
基づく内部アキシャル荷重の増大を抑える。この為、１
対のアンギュラ型の玉軸受を組み合わせて成る玉軸受装
置全体としての、疲れ寿命の低下を抑える事ができる。

【００２３】特に、本発明の玉軸受装置の場合には、第
一、第二の玉軸受がＤＦで配列されており、しかもプラ
スの隙間を持っている為、この玉軸受装置の運転時にも
予圧が加わる事がなく、予圧に基づく発熱や疲れ寿命の
低下を来す事がない。又、保持器が外輪案内で支持され
ている為、高速回転時にもこの保持器が傾斜しにくく、
この保持器の一部と軌道輪の一部とが強く擦れ合う事が
ない。

【００２４】

【実施例】図５は本発明の第一実施例を示している。本
発明の玉軸受装置の場合も、前述の図３〜４に示した玉
軸受装置と同様に、互いに接触角が異なる第一の玉軸受
５ａと第二の玉軸受６ａとをＤＦにより組み合わせて、
スクリューコンプレッサを構成する回転軸２の外周面と
ハウジング３の内周面との間に装着している。又、これ
ら第一、第二の玉軸受５ａ、６ａを構成する玉１１、１
２にはプラスの隙間を付与している（予圧は付与してい
ない）。又、上記スクリューコンプレッサの回転時に上
記回転軸２には、図５の左方向のアキシャル荷重が加わ
る。従って、上記第一、第二の玉軸受５ａ、６ａのう
ち、第一の玉軸受５ａが上記アキシャル荷重に対する負
荷側の玉軸受となり、第二の玉軸受６ａがこのアキシャ
ル荷重を支持しない、反負荷側の玉軸受となる。

【００２５】本発明の玉軸受装置の場合には、前述の図
４に示した構造の場合と同様に、反負荷側の第二の玉軸
受６ａの接触角を、負荷側の第一の玉軸受５ａの接触角
よりも小さくしている。第二の玉軸受６ａの接触角を小
さくした分だけ、使用時にこの第二の玉軸受６ａを構成
する玉１２に加わる遠心力に基づいて玉軸受装置の内部
で発生する内部アキシャル荷重が小さくなり、玉軸受装
置の耐久性をより向上させる事ができる。即ち、スクリ
ューコンプレッサの運転時に上記第一、第二の玉軸受５
ａ、６ａに組み込まれた玉１１、１２は、前述の様に遠
心力に基づいてそれぞれが対向する外輪軌道１４、１４
に押し付けられる。そして、この押し付け力のうちのア
キシャル方向の分力により、上記第一、第二の玉軸受５
ａ、６ａにより構成される玉軸受装置の内部アキシャル
荷重が増大する。この内部アキシャル荷重は、前述の様
に玉軸受装置の発熱量の増大や疲れ寿命の低下に結び付
く為、できるだけ小さくする必要がある。

【００２６】これに対して本実施例の場合には、上記第
二の玉軸受６ａの接触角が小さい為、この玉１２に加わ
る遠心力に基づいて発生する内部アキシャル荷重を小さ
く抑えられる。従って、内部アキシャル荷重に基づく発
熱の増大や疲れ寿命の低下を軽度に抑える事が可能とな
り、玉軸受装置の耐久性向上を図れる。第二の玉軸受６
ａの接触角を小さくする事で、この第二の玉軸受６ａの
負荷容量は小さくなるが、第二の玉軸受６ａに加わる負
荷は小さいので、実用上十分な耐久性を確保できる。

【００２７】又、本発明の玉軸受装置の場合には、第
一、第二の玉軸受５ａ、６ａがＤＦで配置されており、
しかもプラスの隙間を持っている。従って、これら第
一、第二の玉軸受５ａ、６ａにより構成される玉軸受装
置の運転時に、予圧に基づく発熱や疲れ寿命の低下を来
す事がない。又、回転軸２が僅かに傾いた場合でも、Ｄ
Ｆである事とプラスの隙間を持っている事とで、この傾
きを許容できる。従って、傾きのモーメントによって上
記第一、第二の玉軸受５ａ、６ａの一部に過大な応力が
加わる事がなくなり、やはり、玉軸受装置の耐久性の向
上を図れる。

【００２８】例えば、本発明者が内径２５mm、外径６２
mm、幅１７mmのアンギュラ型玉軸受（７３０５型）を２
個、製作時の測定アキシャル隙間が０．０３０mmとなる
様にして、ＤＦで組み合わせ、６７kgf のアキシャル荷
重を受けつつ、回転数２３０００r.p.m.で回転する回転
軸に装着した場合に於ける、第一、第二の玉軸受の転が
り疲れ寿命を計算した結果を、下記の第１表に示す。
尚、アキシャル荷重を受ける第一の玉軸受（負荷側軸
受）の接触角は総て３０度とし、第二の玉軸受（反負荷
側軸受）の接触角は、１５度、３０度、４０度の３種類
に就いて計算した。

【００２９】尚、この計算中、回転軸２の外周面と内輪
１０、１０の内周面との間の締め代を０．０１２mm、ハ
ウジング３の内周面と外輪１３、１３の外周面との間の
締め代を０mm、外輪１３、１３の温度を８０℃、内輪１
０、１０の温度を８５℃、回転軸２の材質を鋼、ハウジ
ング３の材質を鋳鉄とした。尚、d_mn （玉１１、１２の
ピッチ円の直径d_m（mm）と回転数n （r.p.m.）との積）
は約１００万となる。又、ラジアル方向の荷重Ｆ_r は０
とした。これらの条件は、スクリューコンプレッサ用玉
軸受装置として一般的な条件である。そして、この様な
条件によれば、第一、第二の玉軸受５ａ、６ａに適正な
プラス隙間を付与する事で、d_mn が７０〜２００万、更
にはd_mn が８０〜３００万と言った様な、超高速回転を
連続して行なわせる事が可能となる。

【００３０】第１表

【表１】

【００３１】又、上記した各条件のうち、回転速度（d_m
n ）及びラジアル荷重Ｆ_r とアキシャル荷重Ｆ_a との比
（Ｆ_r ／Ｆ_a ）を変えて、これら各要素（d_mn 、Ｆ_r ／
Ｆ_a）が玉軸受装置の疲れ寿命に及ぼす影響に就いて計
算したところ、図６に示す様な結果が得られた。尚、こ
の計算の前提条件として、負荷側の第一の玉軸受５ａの
接触角は３０度、反負荷側の第二の玉軸受６ａの接触角
は１５度とした。この図６で、Ｘ軸は上記ラジアル荷重
Ｆ_r とアキシャル荷重Ｆ_a との比（Ｆ_r ／Ｆ_a）を、Ｙ
軸は回転速度（d_mn ）を、Ｚ軸は前記図１〜２に示した
従来構造の寿命Ｌ₀ に対する寿命の比（Ｌ／Ｌ₀ ）を、
それぞれ表している。この図６の記載から明らかな通
り、本発明の玉軸受装置によれば、回転速度（d_mn ）が
７０〜２００万、荷重比（Ｆ_r ／Ｆ_a ）が２以下（Ｆ_r
≦２Ｆ_a ）の範囲で顕著な効果を発揮する。

【００３２】上述の計算結果から明らかな通り、反負荷
側の第二の玉軸受６ａの接触角α₂を小さくした玉軸受
装置は、玉１２と外輪軌道１４及び内輪軌道１５との間
に滑りが生じない限り、従来の玉軸受装置に比べて大幅
に寿命が長くなる。但し、上記表並びに図６に記載した
寿命は、反負荷側の第二の玉軸受６ａを構成する玉１２
の転動面と外輪軌道１４及び内輪軌道１５との間に滑り
が発生しない場合の数値を示している。この滑りが発生
しない限り、上記反負荷側の第二の玉軸受６ａの接触角
α₂ を小さくし、且つ第一、第二の玉軸受５ａ、６ａに
プラス隙間を付与する事で、図１〜２に示した従来装置
に比べて大幅な寿命延長を図れる。

【００３３】更に、本発明の玉軸受装置の場合には、上
記各玉１１、１２を保持器１６、１６により転動自在に
保持している。各保持器１６、１６は、所謂もみ抜き保
持器と呼ばれるもので、円筒状の主部１７、１７に玉１
１、１２を転動自在に保持する為のポケット１８、１８
を形成して成る。この様な保持器１６、１６は、それぞ
れ第一、第二の玉軸受５ａ、６ａを構成する外輪１３、
１３の内側に、所謂外輪案内で装着している。図示の実
施例の場合には、これら各保持器１６、１６の軸方向
（図５の左右方向）一端部外周面と、外輪１３、１３の
内周面片肩部、即ち外輪軌道１４、１４から外れた部分
とを、微小隙間を介して互いに対向させて、所謂外輪片
肩案内としている。

【００３４】この様に、上記各保持器１６、１６の案内
状態を外輪案内とする理由は、次の通りである。即ち、
玉軸受装置としての一般的な使用状態、即ち、d_mn が７
０万以下で、且つ第一、第二の玉軸受５ａ、６ａに予圧
が付与されて、運転時に振動の発生が少ない状態であれ
ば、保持器１６、１６の案内条件を特に規制する必要は
ない。一方、本発明の対象となる、スクリューコンプレ
ッサに組み込まれる玉軸受装置の場合には、d_mn が７０
万を上回る超高速領域で、プラスのアキシャル隙間を付
与した状態で運転される。しかも、スクリューコンプレ
ッサ特有のアキシャル荷重の変動により振動が多くな
る。この様な使用状態で、上記各保持器１６、１６の案
内面の摩耗を抑える為には、この保持器１６、１６の傾
斜を抑える事ができる外輪案内とする事が必要である。

【００３５】これに対して、これら保持器１６、１６を
転動体案内、或は内輪案内とした場合には、運転時の遠
心力等に基づいて（内輪１０及び外輪１３に比べて剛性
が低い）保持器１６、１６の径が弾性的に広がる事に伴
い、案内面の間隔が広がって、十分な案内を行なえなく
なる。この状態でこれら保持器１６、１６に運転時の振
動が加わると、保持器１６、１６の表面と相手面とが狭
い面積で接触し、異常摩耗等の不都合の原因となる。外
輪案内とした場合には、遠心力に伴って保持器１６、１
６の径が広がる傾向となっても、案内面（保持器１６、
１６の外周面及び外輪１３、１３の内周面）の間隔が広
がる事はない。又、この案内面の間には潤滑油が存在す
る為、この案内面同士が直接擦れ合う事はない。従っ
て、保持器１６、１６を外輪案内とする事で、上記案内
面の異常摩耗を有効に防止できる。特に、図５に示す様
な外輪片肩案内に代えて、図７に示した第二実施例の様
に、外輪両肩案内とすれば、この効果はより確実にな
る。尚、保持器１６、１６として銅合金製の保持器を使
用すれば、この保持器１６、１６の強度を高くして、保
持器１６、１６の損傷防止を有効に図れる。

【００３６】次に、図８は本発明の第三実施例として、
スクリューコンプレッサの回転軸２の支持部分のより具
体化した構造を示している。回転軸２の外周面とハウジ
ング３の内周面との間には、このハウジング３内に収納
されたロータ１の側から順に、ラビリンスシール等の非
接触型のシール、或はメカニカルシール等の接触型のシ
ール等のシール装置１９と、ラジアル荷重を支承する為
のころ軸受４と、本発明の玉軸受装置を構成する第一の
玉軸受５ａ及び第二の玉軸受６ａとを、互いに直列に配
設している。又、上記ころ軸受４の内輪２０と上記第一
の玉軸受５ａとの間には間座７を、上記ころ軸受４の外
輪２１と上記第一の玉軸受５ａの外輪１３との間にはノ
ズルリング２２を、それぞれ挟持している。

【００３７】上記ノズルリング２２の両側面内周寄り部
分は、内周縁に向かう程互いに近づく方向に傾斜した、
円錐凹面状の傾斜面としている。そして両傾斜面の円周
方向１個所乃至は複数個所に、ノズル孔２３、２３を開
口させている。各ノズル孔２３、２３は、上記傾斜面に
対して垂直方向に形成している。上記傾斜面を設けるの
は、傾斜方向のノズル孔２３、２３を形成する作業の容
易化を図る為である。従って、これら各ノズル孔２３、
２３は、直径方向斜め内方に向けて開口している。そし
て、これら各ノズル孔２３、２３には、上記ハウジング
３及び上記ノズルリング２２内に形成した給油通路２４
を介して、潤滑油を送り込み自在としている。

【００３８】一方、上記第一、第二の玉軸受５ａ、６ａ
に組み込まれた保持器１６ａ、１６ａの軸方向（図８の
左右方向）両端部内周面は、端縁部に向かう程内径が大
きくなる、円錐凹面状の傾斜面としている。従って、上
記各玉軸受５ａ、６ａを構成する内輪１０、１０の外周
面と上記各保持器１６ａ、１６ａの内周面との間に存在
する空間の、直径方向（図８の上下方向）に亙る幅寸法
は、開口端部に向かう程大きくなる。この結果、上記ノ
ズル孔２３から噴出する潤滑油を、上記第一、第二の玉
軸受５ａ、６ａ内に送り込む効率が向上する。従って、
これら各玉軸受５ａ、６ａにより構成される玉軸受装置
が超高速で運転される場合にも、これら各玉軸受５ａ、
６ａ内に十分量の潤滑油を取り込む事が可能となる。

【００３９】ノズル孔２３が開口する方向、並びに上記
各保持器１６ａ、１６ａの内周面の形状を上述の様にし
た理由は、次の通りである。即ち、本発明の玉軸受装置
は、前述した従来装置に比べて寿命を大幅に延長する事
ができる。従って、従来と同じ大きさで造った場合に要
求寿命を大幅に上回る様な場合には、第一、第二の玉軸
受５ａ、６ａの寸法系列を小さくして、内径を変える事
なく外径を小さくする事ができる。これにより、玉軸受
装置の小型化、低廉化が可能となるが、寸法系列の小さ
な玉軸受は内部空間が狭い。この為、スクリューコンプ
レッサで一般的に行なわれているジェット給油（高速回
転に基づいて軸受の内部に発生する空気の壁を破って、
軸受の内部に潤滑油を送り込む潤滑方法）を行ないにく
くなる。そこで、上述の様なノズル孔２３、２３の開口
方向と保持器１６ａ、１６ａの内周面形状とを採用する
事により、上記ジェット給油を可能とする。

【００４０】尚、上記ノズル孔２３の回転軸２に対する
傾斜角度は、１５度程度が最適であるが、１０〜２０度
の範囲で設定可能である。又、このノズル孔２３を有す
る、外輪間座としての機能を兼ね備えたノズルリング２
２は、硬度が HRc５６〜６６（更に好ましくは HRc６０
〜６２）の範囲の鋼材により造るのが好ましい。これ
は、スクリューコンプレッサの運転時に生じる特有の振
動により、互いに当接するこのノズルリング２２の両側
面と、ころ軸受４及び第一の玉軸受５ａの外輪２１、１
３の端面とにフレッチング摩耗が発生する事を防止する
為である。第一、第二の玉軸受５ａ、６ａをＤＦで組み
合わせ、しかも各玉軸受５ａ、６ａにプラスの隙間を設
ける点、保持器１６ａ、１６ａを外輪案内とする点等
は、前述した第一〜二実施例と同様である。

【００４１】尚、本発明の趣旨は、反負荷側に配置される第二の玉軸受６ａの接触角を
小さくする事で、上記第二の玉軸受６ａ部分で発生する
内部アキシャル荷重の大きさを抑える点第一、第二の玉軸受５ａ、６ａにプラスの隙間を設
け、予圧に基づく発熱の増大や疲れ寿命の低下を抑える
点第一、第二の玉軸受５ａ、６ａをＤＦで配置する事
で、上記プラス隙間の設定との併用で、回転軸２の傾斜
に対する許容限度を高める点保持器１６、１６ａを外輪案内とする事により、ス
クリューコンプレッサの様に超高速回転し、しかも運転
時に振動が加わる様な場所でも安定した運転を可能にす
る点にある。これら〜の特徴を備える事により本発明
は、d_mn が７０万〜２００万と言った高速回転で使用さ
れるスクリューコンプレッサの回転軸２の支持を安定し
て行なえ、しかも実用的な耐久性を得られる。

【００４２】但し、より高度の耐久性を得る為には、第
一、第二の玉軸受５ａ、６ａの外輪軌道１４、１４、内
輪軌道１５、１５の断面形状の曲率半径を工夫する事が
好ましい。即ち、第一、第二の玉軸受５ａ、６ａにプラ
スの隙間を設け、しかも第二の玉軸受６ａを無負荷状態
で運転した場合、この第二の玉軸受６ａを構成する玉１
２が転動しにくくなって、この第二の玉軸受６ａ内で、
滑りに基づく著しい摩耗が発生する事が考えられる。そ
こで、第二の玉軸受６ａの接触角を小さくする場合に
は、上記第二の玉軸受６ａの外輪軌道１４の断面形状の
曲率半径ｒ_e2及び内輪軌道１５の断面形状の曲率半径ｒ
_i2を、玉１２の外径ｄとの関係で規制する事により、上
記寿命の短縮に結び付く様な滑りの発生を防止する事が
好ましい。

【００４３】即ち、第二の玉軸受６ａの接触角を小さく
する場合には、図９に示す様に、第二の玉軸受６ａを構
成する外輪１３の外輪軌道１４の断面形状の曲率半径ｒ
_e2と、上記第二の玉軸受６ａを構成する内輪１０の内輪
軌道１５の断面形状の曲率半径ｒ_i2と、この第二の玉軸
受６ａを構成する玉１２の外径ｄとの関係を、０．５３ｄ≦ｒ_e2≦０．５６ｄであり、且つ０．５０５ｄ≦ｒ_i2≦０．５２ｄとする。

【００４４】上記各軌道１４、１５の断面形状の曲率半
径ｒ_e2、ｒ_i2を上述の範囲に規制する事により、これら
各軌道１４、１５と玉１２の転動面との滑りを防止でき
る理由に就いて、図９により説明する。この図９の鎖線
は、従来から一般的に知られたアンギュラ型玉軸受の外
輪軌道１４ａの断面形状を表している。この一般的な玉
軸受の場合、外輪軌道１４ａの断面形状の曲率半径ｒ_e2
´は、同図に実線で示した、本実施例に於ける外輪軌道
１４の断面形状の曲率半径ｒ_e2よりも小さい（ｒ_e2´＜
ｒ_e2）。

【００４５】一方、玉１２の転動面と上記各軌道１４
ａ、１５との間にプラスの隙間を設けた場合には、遠心
力に基づいて玉１２が直径方向外方（図９の上方）に変
位する。そしてこの変位に基づいて、上記玉１２の転動
面と外輪軌道１４ａとの接触点Ｐが、この外輪軌道１４
ａの外方（内径が大きくなった部分）に移動する。そし
て、上記鎖線で示した従来形状の場合には、この接触点
Ｐが正規の位置からｌだけ変位した時点で、上記玉２と
外輪軌道１４ａとの接触角が０度になる。この様に接触
角が０度になった状態では、この外輪軌道１４ａが上記
玉１２を内輪軌道１５に向けて押圧する力が殆どなくな
る。従って、玉１２の転動面と内輪軌道１５との接触圧
が殆どなくなり、この玉１２は遠心力に基づいて上記外
輪軌道１４ａに押し付けられたまま、殆ど転動しなくな
る。この結果、この玉１２の転動面と内輪軌道１５との
間で異常な滑りが発生し、これら転動面及び内輪軌道１
５に著しい摩耗を発生する。

【００４６】これに対して、第二の玉軸受６ａを構成す
る外輪１３内周面の外輪軌道１４の断面形状の曲率半径
ｒ_e2を０．５３ｄ〜０．５６ｄと、内輪軌道１５の断面
形状の曲率半径ｒ_i2（＝０．５０５ｄ〜０．５２ｄ）よ
りも大きくする（ｒ_e2＞ｒ_i2）と、上述の様な滑りに基
づく著しい摩耗が発生しない。即ち、上記曲率半径ｒ_e2
を大きくした事に伴い、玉１２の接触角が０度になる為
には、上記接触点Ｐが正規の位置からＬ（＞ｌ）だけ変
位しなければならなくなる。これに対して内輪軌道１５
の断面形状の曲率半径ｒ_i2は比較的小さい為、上記玉１
２がＬ分変位する以前に、この玉１２の転動面と上記内
輪軌道１５とが当接する。この結果、上記玉１２が遠心
力に基づいて直径方向外方に変位した場合でも、この玉
１２の転動面と外輪軌道１４及び内輪軌道１５との当接
状態が確保され、且つ、当接部に十分な面圧が作用す
る。従って、上記玉１２は玉軸受装置の運転に伴って転
動する。この結果、この玉１２の転動面と内輪軌道１５
との間に異常な滑りが発生する事を防止できて、前述し
た様な著しい摩耗の発生を確実に防止できる。

【００４７】上述の説明から明らかな通り、プラス隙間
を付与して無負荷状態で運転される第二の玉軸受６ａ
に、著しい摩耗に結び付く様な滑りが発生するのを防止
する為には、内輪軌道１５の断面形状の曲率半径ｒ_i2を
小さく、外輪軌道１４の断面形状の曲率半径ｒ_e2を大き
くすれば良い。但し、軌道面の曲率半径は、玉１２の転
動を円滑に行なわせる必要上、玉１２の外径ｄとの関係
で、或る程度以上（０．５０５ｄ以上）確保する必要が
ある。従って、内輪軌道１５の断面形状の曲率半径ｒ_i2
も、０．５０５ｄ以上としなければならない。一方、軌
道面の曲率半径を大きくし過ぎると、当該軌道面と玉１
２の転動面との接触面積が狭くなり、上記第二の玉軸受
６ａに負荷が加わった場合、或は遠心力に基づいて玉１
２が外輪軌道１４に押し付けられた場合に、当該接触部
に加わる面圧が大きくなり過ぎて、この第二の玉軸受６
ａの寿命を短くする原因となる。従って、上記外輪軌道
１４の断面形状の曲率半径ｒ_e2を０．５６ｄを越えて大
きくする事は好ましくない。

【００４８】以上の説明から、内輪軌道１５の断面形状
の曲率半径ｒ_i2は０．５０５ｄ以上（ｒ_i2≧０．５０５
ｄ）とし、外輪軌道１４の断面形状の曲率半径ｒ_e2は
０．５６ｄ以下（ｒ_e2≦０．５６ｄ）としなければなら
ない事が解る。更に、上記滑りの発生を防止する為に
は、内輪軌道１５の断面形状の曲率半径ｒ_i2を外輪軌道
１４の断面形状の曲率半径ｒ_e2よりも十分に小さくする
（ｒ_i2＜ｒ_e2）必要がある事は、やはり前述の説明から
明らかである。これらの理由から、第二の玉軸受６ａの
接触角を小さくし、しかも滑りに基づく耐久性低下を確
実に防止するのであれば、上記各曲率半径ｒ_i2、ｒ
_e2を、次の範囲に規制する事が好ましい。

【００４９】０．５０５ｄ≦ｒ_i2≦０．５２ｄ０．５３ｄ≦ｒ_e2≦０．５６ｄ更に好ましくは、０．５０５ｄ≦ｒ_i2＜０．５１ｄ０．５３ｄ＜ｒ_e2≦０．５６ｄとする。そして、最も好ましい値は、ｒ_i2＝０．５０５ｄｒ_e2＝０．５４ｄである。上記各曲率半径ｒ_i2、ｒ_e2をこの様な範囲に規
制する事で、玉１２の転動面と内輪軌道１５及び外輪軌
道１４との当接部の接触面圧を低く抑えつつ、前述した
様な滑りに基づく異常摩耗の発生を防止できる。

【００５０】更に、運転時に負荷を受けつつ回転する第
一の玉軸受５ａの内輪軌道１５及び外輪軌道１４の断面
形状の曲率半径を規制する事で、プラス隙間を付与して
無負荷状態で運転される第二の玉軸受６ａに滑りが発生
する可能性を、より少なくできる。この理由に就いて図
１０により説明する。上記滑りは、第二の玉軸受６ａを
構成する玉１２が遠心力に基づいて外輪軌道１４の大径
側に変位し、しかもこの玉１２の転動面と内輪軌道１５
との当接圧が零若しくは零に近くなった状態で発生す
る。従って、上記滑りの発生を防止する為には、上記第
二の玉軸受６ａを構成する内輪１０外周面の内輪軌道１
５が、玉１２から離れる方向（図１０の左方向）に変位
するのを防止する事が効果がある。一方、この内輪１０
は、上記第一の玉軸受５ａに加わるアキシャル荷重が大
きい場合には、この第一の玉軸受５ａを構成する玉１１
の転動面と外輪軌道１４及び内輪軌道１５との当接部分
の弾性変形に基づいて、図１０の左方向に変位する。こ
の事から明らかな通り、負荷状態で運転される第一の玉
軸受５ａの弾性変形を少なく抑える事が、無負荷状態で
運転される第二の玉軸受６ａの滑り防止に効果がある。

【００５１】上記弾性変形を少なく抑える為には、上記
第一の玉軸受５ａの外輪軌道１４の断面形状の曲率半径
ｒ_e1と、内輪軌道１５の断面形状の曲率半径ｒ_i1とを、
この第一の玉軸受５ａを構成する玉１１の外径ｄ´（本
実施例の場合にはｄ´＝ｄ）の１／２に近づける（但
し、前述した理由で０．５０５ｄ´以上）事が効果があ
る。但し、上記両曲率半径ｒ_e1、ｒ_i1を何れも上記外径
ｄ´の１／２に近づけると、外輪１３の中心軸と内輪１
０の中心軸とが傾斜した場合に、玉１１の転動面と外輪
軌道１４及び内輪軌道１５との接触部分に無理な力が加
わり、上記第一の玉軸受５ａが破損し易くなる。前述の
様に、本発明の玉軸受装置が組み込まれるスクリューコ
ンプレッサの場合、上記内輪１０を外嵌した回転軸２
（図１、３、５、７、８）が傾斜し易い為、この様な事
態を避けるべく、上記各曲率半径ｒ_e1、ｒ_i1を或る程度
大きくする必要がある。

【００５２】そこで、本実施例の場合には、回転軸２の
傾斜により第一の玉軸受５ａが破損する事を防止しつ
つ、上記第一の玉軸受５ａを構成する内輪１０が図１０
の左方向に変位する事を防止する為、上記曲率半径
ｒ_e1、ｒ_i1を、次の（１）〜（３）の条件を満たす様に
規制する。ｒ_i1≦ｒ_e1 −−− （１）ｒ_i1≦０．５２ｄ´ −−− （２）ｒ_i1＋ｒ_e1≧１．０３ｄ´ −−− （３）

【００５３】上記（１）〜（３）の条件の内、（１）
（２）の条件は、玉１２の転動面と内輪軌道１５との当
接部の弾性変形を小さくして（当接部の接触面積を広く
して）、内輪１０が図１０の左方向に変位する事を防止
する為に必要である。又、（３）の条件は、回転軸２が
傾斜した場合に、第一の玉軸受５ａに無理な応力が加わ
る事を防止する為に必要である。接触角α₂ が小さく、
無負荷状態で運転される第二の玉軸受６ａの外輪軌道１
４及び内輪軌道１５の断面形状の曲率半径ｒ_e2、ｒ_i2を
前述の様に規制するだけでなく、接触角α₁ が大きく、
負荷状態で運転される第一の玉軸受５ａの断面形状の曲
率半径ｒ_e1、ｒ_i1を上述の様に規制する事で、これら第
一、第二の玉軸受５ａ、６ａを組み合わせて成る玉軸受
装置の寿命を、前記従来の玉軸受装置に比べて大幅に延
長できる。

【００５４】尚、玉軸受装置を構成する第一の玉軸受５
ａの計算寿命Ｌ_5aと第二の玉軸受６ａの計算寿命Ｌ_6aと
の関係は、３Ｌ_5a≦Ｌ_6aとする事が、これら両玉軸受５
ａ、６ａを組み合わせて成る玉軸受装置の計算寿命Ｌ_T
を確保する面から好ましい。この理由は次の通りであ
る。複数の玉軸受を組み合わせて成る玉軸受装置の計算
寿命は、最も計算寿命が短い玉軸受（短寿命軸受）の計
算寿命と一致するのではなく、これよりも短くなる事、
計算寿命の長い玉軸受（長寿命軸受）の計算寿命に影響
される事、更には長寿命軸受の計算寿命が長くなる程、
玉軸受装置の計算寿命Ｌ_T が短寿命軸受の計算寿命に近
づく事は、従来から知られている。

【００５５】一方、使用時にアキシャル荷重を受ける第
一の玉軸受５ａの計算寿命Ｌ_5aを長くする事は難しい反
面、この様なアキシャル荷重を受けない第二の玉軸受６
ａの計算寿命Ｌ_6aを長くする事は容易である。従って、
本発明の玉軸受装置の場合には、第一の玉軸受５ａの計
算寿命Ｌ_5aを短寿命軸受の計算寿命と考え、第二の玉軸
受６ａの計算寿命Ｌ_6aを長寿命軸受の計算寿命と考える
事ができる。そこで、これら第一、第二の玉軸受５ａ、
６ａの計算寿命Ｌ_5a、Ｌ_6aの比（Ｌ_6a／Ｌ_5a）と、これ
ら両玉軸受５ａ、６ａを組み合わせて成る玉軸受装置の
計算寿命Ｌ_T と上記第一の玉軸受５ａの計算寿命Ｌ_5aと
の比との関係を示すと、図１１の様になる。この図１１
は、従来から知られた組み合わせ軸受の計算寿命を求め
る為の計算式に基づいて描いたものである。この図１１
から明らかな通り、第二の玉軸受６ａの計算寿命Ｌ_6aを
第一の玉軸受５ａの計算寿命Ｌ_5aの３倍以上にすれば、
玉軸受装置の計算寿命Ｌ_T を第一の玉軸受５ａの計算寿
命Ｌ_5aの８０％以上にできる。

【００５６】勿論、第二の玉軸受６ａの計算寿命Ｌ_6aを
第一の玉軸受５ａの計算寿命Ｌ_5aに比べて大幅に長くす
れば、上記玉軸受装置の計算寿命Ｌ_T を第一の玉軸受５
ａの計算寿命Ｌ_5aに、より近づける事ができる。但し、
第二の玉軸受６ａの計算寿命Ｌ_6aを第一の玉軸受５ａの
計算寿命Ｌ_5aの３倍を大幅に越えて延長しても、計算寿
命Ｌ_6aを伸ばす事に要するコストに比べて、それにより
得られる玉軸受装置の計算寿命Ｌ_T の延長効果は少な
い。従って、全体のコストを考えた場合、第二の玉軸受
６ａの計算寿命Ｌ_6aは、上記第一の玉軸受５ａの計算寿
命Ｌ_5aの３倍を上回る程度にする事が適当である。

【００５７】更に、図示は省略したが、反負荷側の第二
の玉軸受を構成する玉の数を、負荷側の第一の玉軸受を
構成する玉の数よりも少なくする事で、上記内部アキシ
ャル荷重を小さくする事もできる。玉の数を減らす事で
負荷容量は小さくなるが、第二の玉軸受に加わる負荷は
小さいので、玉の数を減らした場合でも、実用上十分な
耐久性を確保できる。この様に第二の玉軸受を構成する
玉の数ｍを第一の玉軸受を構成する玉の数ｎよりも少な
く（ｍ＜ｎ）する場合、上記少ない数ｍを多い数ｎの７
０〜８０％（ｍ＝（０．７〜０．８）ｎ）に規制する事
が好ましい。８０％を越える数の玉を組み込んだ場合に
は、内部アキシャル荷重を低減する効果が不十分にな
る。反対に、７０％に満たない場合には、隣り合う玉の
間隔が広くなり過ぎて、円滑な回転を妨げてしまう。こ
の様に、反負荷側の第二の玉軸受を構成する玉の数を、
負荷側の第一の玉軸受を構成する玉の数よりも少なくす
る技術は、本発明と組み合わせて実施できる他、本発明
とは独立した形でも実施できる事は明らかである。

【００５８】尚、図示の実施例は何れも、１対のアンギ
ュラ型玉軸受をＤＦで組み合わせた例に就いて示した
が、運転時にアキシャル荷重Ｆ_a を支承する第一の玉軸
受を複数個、互いに並列に設け、これら複数個の第一の
玉軸受とアキシャル荷重Ｆ_a を支承しない１個の第二の
玉軸受とを、ＤＦで組み合わせる事もできる。

【００５９】

【発明の効果】本発明は、以上に述べた通り構成され作
用する為、外部アキシャル荷重に対する負荷容量を十分
に確保しつつ、内部アキシャル荷重の低減を図って、玉
軸受装置の耐久性向上を図れる。しかも、回転軸の傾斜
に対する許容度も大きく、且つ滑りに伴う異常摩耗も確
実に防止できる為、より優れた耐久性を確実に得る事が
できる。

【図面の簡単な説明】

【図１】従来装置を示す断面図。

【図２】同じく要部断面図。

【図３】既知の刊行物に基づいて考えた玉軸受装置の断
面図。

【図４】同じく要部断面図。

【図５】本発明の第一実施例を示す要部断面図。

【図６】回転速度並びにアキシャル荷重とラジアル荷重
との比が玉軸受装置の寿命に及ぼす影響を示す線図。

【図７】同第二実施例を示す要部断面図。

【図８】同第三実施例を示す断面図。

【図９】第二の玉軸受の断面を、軌道の曲率半径を誇張
して示す断面図。

【図１０】反負荷側の玉軸受に滑りが発生する状態を示
す、図４と同様の断面図。

【図１１】第一の玉軸受の計算寿命と第二の玉軸受の計
算寿命との比と、これらが組み合わされて成る玉軸受装
置の計算寿命と第一の玉軸受の計算寿命との比との関係
を示す線図。

【符号の説明】

１ロータ２回転軸３ハウジング４ころ軸受５、５ａ第一の玉軸受６、６ａ第二の玉軸受７、８間座９抑え金１０内輪１１、１２玉１３外輪１４、１４ａ外輪軌道１５内輪軌道１６、１６ａ保持器１７主部１８ポケット１９シール装置２０内輪２１外輪２２ノズルリング２３ノズル孔２４給油通路

Claims

【特許請求の範囲】

【請求項１】軸の外周面とハウジングの内周面との間
に、それぞれがアンギュラ型である第一、第二の玉軸受
を、互いの接触角の方向を異ならせて設け、使用時に上
記軸とハウジングとの間に外部からほぼ一定方向に加わ
るアキシャル荷重を、第一の玉軸受により支承する玉軸
受装置に於いて、上記第一、第二の玉軸受は正面組み合
わせで配列されており、これら第一、第二の玉軸受にプ
ラスの隙間が付与されており、上記第一の玉軸受の接触
角よりも第二の玉軸受の接触角が小さく、上記第一、第
二の玉軸受を構成する玉は保持器により転動自在に保持
されており、これら保持器の外周面の一部はそれぞれ第
一、第二の玉軸受を構成する外輪の内周面の一部に近接
する事で、外輪案内により回転自在に支持されている事
を特徴とする玉軸受装置。