JPH07238925A

JPH07238925A - 玉軸受装置

Info

Publication number: JPH07238925A
Application number: JP2940494A
Authority: JP
Inventors: Susumu Takano; 晋高野
Original assignee: NSK Ltd
Current assignee: NSK Ltd
Priority date: 1994-02-28
Filing date: 1994-02-28
Publication date: 1995-09-12
Anticipated expiration: 2017-12-24
Also published as: JP3360396B2

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を構成する玉１２の数ｍを、負荷
側である第一の玉軸受５ａを構成する玉１１の数ｎより
も少なくする。

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。

【０００５】又、スクリューコンプレッサに組み込まれ
る玉軸受装置は、第一、第二の玉軸受５、６を構成する
玉１１、１２の転動面と、内輪１０、１０外周面の内輪
軌道１５、１５、外輪１３、１３内周面の外輪軌道１
４、１４との間にプラス隙間（実際に存在する隙間）を
残した状態で運転されるものである。この理由は、やは
り発熱や疲れ寿命の低下を防止する為である。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、上記各玉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５、６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、６の内部荷重が増加し、
やはり異常発熱や疲れ寿命の低下の原因となる。

【０００６】従って、スクリューコンプレッサに組み込
まれる玉軸受装置は、それぞれがプラス隙間を持ったア
ンギュラ型の第一、第二の玉軸受５、６を、ＤＦで使用
する。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。

【０００７】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。

【０００８】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。

【０００９】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。

【００１０】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。

【００１１】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。

【００１２】この様な遠心力に基づく内部アキシャル荷
重を低減し、上記第一、第二の玉軸受５、６の疲れ寿命
を延長すべく、特開平５−２４８４３１号公報、同５−
２８０４８２号公報には、図３〜４に示す様な玉軸受装
置が記載されている。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（α
₂ ＜α₁ ）している。

【００１３】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。

【００１４】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。

【００１５】

【発明が解決しようとする課題】ところが、上述の様な
各公報等に記載された玉軸受装置の場合、反負荷側の第
二の玉軸受６ａの接触角α₂ を負荷側の玉軸受５ａの接
触角α₁ よりも小さくする為、これら第一、第二の玉軸
受５ａ、６ａの接触角α₁ 、α₂ の管理を厳密に行なう
必要があった。この為、これら第一、第二の玉軸受５
ａ、６ａの製作費が嵩むだけでなく、次の様な問題も生
じる。

【００１６】即ち、図３〜４に示す様な玉軸受装置を、
スクリューコンプレッサの回転軸２の外周面とハウジン
グ３の内周面との間に装着する場合には、装着方向を間
違えない様にしなければならない。装着方向を逆にした
場合（第二の玉軸受６ａによりアキシャル荷重Ｆ_a を支
持する方向に装着した場合）には、耐久性が著しく悪化
する。ところが、組み立てられた玉軸受の接触角は、目
視により外部から容易に確認する事はできない。この
為、組立作業時に注意しないと、軸受メーカーから出荷
された玉軸受装置を、コンプレッサメーカーで逆方向に
組み付ける可能性がある。

【００１７】勿論、軸受メーカーで組み付け方向を示す
目印を付与すれば、この様な誤組み付けを防止できる
が、目印を付与する分、玉軸受装置の製造作業が面倒に
なり、製作費を高くする原因となる。本発明の玉軸受装
置は、この様な事情に鑑みて発明したものである。尚、
負荷側と反負荷側とで玉の数を変える含みわせ玉軸受と
しては、MRC Bearing Services発行の『PUMPAC The MRC
Bearing System 』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、これに記載された構造の場合
には、反負荷側の玉を負荷側の玉よりも小径とする代わ
りに、反負荷側の玉の数を負荷側の玉の数よりも多くし
ている。この構造は、玉軸受の予圧抜けを目的としたも
のであって、本発明とは目的、構成、効果の何れの点も
根本的に異なるものである。

【００１８】

【課題を解決するための手段】本発明の玉軸受装置は、
前述した従来の玉軸受装置と同様に、軸の外周面とハウ
ジングの内周面との間に設けられた、それぞれがアンギ
ュラ型であり、接触角の方向が互いに異なる第一、第二
の玉軸受を備えている。そして、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。

【００１９】特に、本発明の玉軸受装置に於いては、第
二の玉軸受を構成する玉の数ｍが第一の玉軸受を構成す
る玉の数ｎよりも少ない事を特徴としている。

【００２０】

【作用】上述の様に構成される本発明の玉軸受装置は、
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
の玉軸受を構成する玉の数ｎが十分に多く、この第一の
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を構成する玉の数ｍは少なく、
これら各玉に加わる遠心力に基づく内部アキシャル荷重
の総和が上記第二の玉軸受で発生する内部アキシャル荷
重である事から、この内部アキシャル荷重の増大が抑え
られる。この為、１対のアンギュラ型の第一、第二の玉
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。

【００２１】更に、第一、第二の玉軸受をＤＦで配列
し、プラスの隙間を持たせれば、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、軸の傾きに対する許容
限度も高い。

【００２２】

【実施例】図５は本発明の第一実施例を示している。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。

【００２３】本発明の玉軸受装置の場合には、反負荷側
の第二の玉軸受６ａを構成する玉１２の数ｍを、負荷側
の第一の玉軸受５ａを構成する玉１１の数ｎよりも少な
く（ｍ＜ｎ）している。即ち、本発明の玉軸受装置の場
合には、上記第二の玉軸受６ａを構成する玉１２の数ｍ
を少なくし、各玉１２から第二の玉軸受６ａを構成する
外輪１３に付与される内部アキシャル荷重を小さくして
いる。玉１２の数ｍを少なくする事で、第二の玉軸受６
ａの負荷容量は小さくなるが、この第二の玉軸受６ａに
加わる負荷は小さいので、玉１２の数ｍを少なくした場
合でも、実用上十分な耐久性を確保できる。

【００２４】この様に第二の玉軸受６ａを構成する玉１
２の数ｍを、第一の玉軸受５ａを構成する玉１１の数ｎ
よりも少なくする場合、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１２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を必ずしも
十分に得られない。反対に、７０％に満たない場合に
は、円周方向に隣り合う玉１２の間隔が広くなり過ぎ
て、円滑な回転を妨げる可能性がある。

【００２５】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。

【００２６】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（Ｌ_T ／Ｌ_5a）の関係を示すと、図６の様になる。
この図６は、従来から知られた組み合わせ軸受の寿命の
計算式に基づいて描いたものである。この図６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。

【００２７】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倍を越える程度にする事が適当である。尚、
これら各計算寿命は、前記『The Life ofHigh-Speed Ba
ll Bearings』に示された理論に基づいて求められる。

【００２８】一方、前記ころ軸受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。このノズ
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の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。

【００２９】一方、上記第一、第二の玉軸受５ａ、６ａ
には保持器１６、１６が組み込まれて、上記各玉１１、
１２を転動自在に保持している。これら各保持器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１１、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、それぞれの第一、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。即ち、これら各保持器１６、１６の軸
方向（図５の左右方向）端部外周面と、外輪１３、１３
の内周面肩部、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いる。

【００３０】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。

【００３１】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。尚、保持器１６、１
６として銅合金製の保持器を使用すれば、この保持器１
６、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。尚、使用時のd_mn がそれ程高くな
く、従って保持器１６、１６に加わる遠心力が限られた
ものであれば、図７に示す第二実施例の様に、各保持器
１６、１６を外輪片肩案内としても良い。

【００３２】更に、図５に示した第一実施例の場合に
は、上記各保持器１６、１６の軸方向（図５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、上記第
一、第二の玉軸受５ａ、６ａを構成する内輪１０、１０
の外周面と上記各保持器１６、１６の内周面との間に存
在する空間の、直径方向（図５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、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、これら第一、
第二の玉軸受５ａ、６ａ内に十分量の潤滑油を取り込む
事が可能となる。

【００３３】ノズル孔２３が開口する方向、並びに上記
各保持器１６、１６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５
ａ、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、上述の様な開口方向と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。

【００３４】尚、上記ノズル孔２３の回転軸２に対する
傾斜角度は、１３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。

【００３５】尚、図示の実施例は、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
個設け、並列で組み合わされた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。更に、スク
リューコンプレッサ以外の用途であれば、使用条件に応
じて、背面組み合わせで使用したり、或は多少の予圧を
付与して使用する事も可能である。

【００３６】

【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
に対する許容度を大きくし、且つ滑りに伴う異常摩耗も
確実に防止する事も可能である。この為、より優れた耐
久性を確実に得る事ができる。又、玉数の多少は外部か
ら目視により容易に確認できる為、特に目印を付さなく
ても、組み付け方向を間違える事はない。従って、目印
を付する手間を省略でき、玉軸受装置のコスト低減も図
れる。

【図面の簡単な説明】

【図１】従来装置の第１例を示す断面図。

【図２】同じく要部断面図。

【図３】同第２例を示す断面図。

【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】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。

【図７】本発明の第二実施例を示す要部断面図。

【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外輪軌道１５内輪軌道１６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
に設けられた、それぞれがアンギュラ型であり、接触角
の方向が互いに異なる第一、第二の玉軸受を備え、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、第二の玉軸受を構成する玉の数
ｍが第一の玉軸受を構成する玉の数ｎよりも少ない事を
特徴とする玉軸受装置。