WO2005028887A1 - シェル型針状ころ軸受、コンプレッサ主軸の支持構造およびピストンポンプ駆動部の支持構造 - Google Patents

シェル型針状ころ軸受、コンプレッサ主軸の支持構造およびピストンポンプ駆動部の支持構造 Download PDF

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Shinji Oishi
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Definitions

  • the present invention relates to a shell-type needle roller bearing, a compressor main shaft support structure using a shell-type needle roller bearing, and a piston pump drive unit support structure.
  • Some needle roller bearings in which a plurality of needle rollers are arranged along the inner diameter surface of the outer ring use a shell-type outer ring formed by a pressing force including a drawing process.
  • the applications of shell-type needle roller bearings using this shell-type outer ring are economically advantageous due to their low manufacturing costs.
  • a schematic process of pressing a conventional shell-type outer ring is as follows. First, a circular blank is formed into a cup shape by a squeezing step, and a cup bottom corner portion is determined and pressed at a predetermined corner radius in a pressing process. After that, the center part of the cup bottom is punched out in the bottoming process to form one ridge of the outer ring, and the upper end part of the cup is trimmed to a uniform height in the trimming process. In some cases, the ironing process may be covered after the drawing process or the final pressing process. Usually, these press processes are performed using a transfer press or a progressive press. When a transfer press is used, a blank blank punching process is often incorporated together. The other ring of the outer ring is formed by bending the upper end of the cup inward in the assembly process after heat treatment.
  • the blank material of the shell-type outer ring is made of case-hardened steel such as SCM415, and is subjected to heat treatment such as carburizing and quenching and tempering after pressing to ensure a predetermined product strength.
  • the Case-hardened steel sheets have a higher carbon content than SPCC and other mild steel sheets, and the r value is low, so the number of drawing operations in the drawing process is divided into multiple times. Set a small ratio.
  • the shell type outer ring is formed through a number of press working processes. Therefore, due to the accuracy error of the mold and the accumulation of non-uniform strain in each working process, the roundness and the eccentricity of the cylindrical portion. meat The dimensional accuracy such as quantity is inferior to that of the outer ring formed by machining, and the life of the bearing is shortened.
  • heat treatment of the shell type outer ring is performed after the assembly of the bearing, and this heat treatment is further quenched and tempered after carbonitriding.
  • there is a method for manufacturing a shell-type needle roller bearing that increases the outer diameter roundness of the outer ring and also increases the strength of each bearing component see, for example, Patent Document 1).
  • a compressor for an air conditioner or the like has a support structure in which a compression operation member is operated by a rotational drive of a main shaft, and a radial load of the main shaft is supported by needle roller bearings arranged in the compressor.
  • needle roller bearings have the advantage of bearing projected area force, and on the other hand, high load capacity and high rigidity. Can be designed compactly.
  • the needle roller bearing employed in the compressor main shaft support structure is thinly lubricated due to the mixing of refrigerant and the like, and the main shaft rotates at a high speed. Bearing damage may be shortened due to surface damage such as smearing or surface-origin peeling on the inner surface of the bearing.
  • compressors for air conditioners in automobiles are required to reduce the noise during use of bearings due to rolling of needle rollers.
  • an automatic brake system such as an anti-lock brake system (ABS) or a traction control (TRC) of an automobile is equipped with a piston pump that sends brake fluid from a reservoir tank to a master cylinder.
  • a piston pump that pumps oil and the like
  • an eccentric part is provided on the armature shaft that is the output shaft of the electric motor, and a piston that is driven back and forth by a rolling bearing fitted to the eccentric part is abutted and supported.
  • the needle roller bearing employed in the support structure of the piston pump drive section is diluted with a low viscosity oil (brake fluid), etc., and the lubrication state becomes lean, and the piston collides. Since needle rollers roll on the inner diameter surface of the outer ring at high speed, oil film breaks easily on this rolling surface. For this reason, surface damage such as smearing or surface-origin type peeling may occur on the inner diameter surface of the outer ring, and the bearing life may be shortened. Also, brakes for automobiles such as ABS and TRC The piston pump equipped in the system is also required to reduce the noise during use of the bearing due to the rolling of the needle rollers.
  • Patent Document 1 Japanese Patent No. 3073937 (page 12, page 1-3)
  • Patent Document 2 Japanese Patent No. 2997047 (Page 2, Figure 10-12)
  • Patent Document 3 Japanese Patent Laid-Open No. 8-182254 (Page 2, Figure 7)
  • Patent Document 4 Japanese Patent Laid-Open No. 2001-187915 (Page 2, Fig. 9)
  • the manufacturing method of the shell-type needle roller bearing described in Patent Document 1 reduces the thermal strain of the shell-type outer ring and increases its outer diameter roundness by performing heat treatment after the bearing is assembled.
  • the pressing process of the shell type outer ring is the same as the conventional one, the inner diameter roundness and the thickness deviation of the cylindrical portion are not improved so much.
  • the roundness of the inner diameter of a conventional shell-type outer ring is 15-40 / z m when the inner diameter is about 25 mm, and it exceeds 10 m even with the manufacturing method described in Patent Document 1.
  • the thickness deviation of the cylindrical portion including the manufacturing method described in Patent Document 1 is 10 to 20 ⁇ m with an inner diameter of about 25 mm.
  • the shell-type outer ring formed by press working has a rougher inner surface than the outer ring formed by squeezing.
  • the surface roughness of the inner surface of the outer ring formed by machining is about Ra 0.05 m
  • the surface roughness of the inner surface of the shell type outer ring is about RaO.
  • an object of the present invention is to support a structure of a compressor main shaft and a piston.
  • Pump drive This is to extend the life of shell-type needle roller bearings used in support structures, etc., and to reduce the sound level during use.
  • the present invention provides a shell-type needle roller bearing in which a plurality of needle rollers are arranged along the inner diameter surface of a shell-type outer ring formed by pressing.
  • a configuration is adopted in which the surface roughness of the inner surface of the outer ring is finer than the surface roughness of the outer surface.
  • the circumferential surface roughness of the inner surface of the outer ring is preferably RaO. 05-0.3 m.
  • the lower limit of the circumferential surface roughness is RaO. 05 m because if the circumferential surface roughness becomes narrower than this and the inner surface becomes too smooth, the elastic contact of the rolling needle rollers Lubricating oil retained in the area is reduced, and surface damage such as smearing is likely to occur.
  • the upper limit of circumferential surface roughness is RaO. 3 ⁇ m for the following reasons.
  • the present inventors conducted an acoustic measurement test using a rotary tester on a shell type needle roller bearing in which the surface roughness of the inner diameter surface of the shell type outer ring was changed, and the circumferential surface roughness of the inner diameter surface was determined. It was found that the sound level of the bearing can be effectively reduced by decreasing the degree, and as shown in Fig. 4 later, it has been confirmed that the sound level can be significantly reduced by making this less than RaO. 3 / zm. did.
  • the circumferential surface roughness of the inner diameter surface is particularly effective in reducing the sound level as follows. That is, if the irregularities in the rotation direction of the rollers (circumferential surface roughness) become more than a certain degree with respect to the roller diameter of the needle rollers, the vertical vibration of the needle rollers increases and a large noise is generated. Since the roller diameter of needle rollers is relatively small, the circumferential surface roughness is RaO.
  • the axial surface roughness of the inner surface of the outer ring is preferably RaO.
  • the needle-shaped core has a longer roller length than the roller diameter. Therefore, the unevenness in the width direction of the inner surface of the outer ring (roughness in the axial direction) also affects the vertical vibration of the needle rollers. If the axial surface roughness exceeds RaO., The sound will increase.
  • the present invention provides a shell-type needle roller bearing in which a plurality of needle rollers are arranged along the inner diameter surface of the shell-type outer ring formed by a pressing force, and the inner ring roundness of the outer ring
  • the 10 A configuration of ⁇ m or less was also adopted.
  • the inventors conducted a bearing life test on a shell needle roller bearing in which the inner diameter roundness of the shell type outer ring was changed. As shown in Fig. 5 later, the inner diameter roundness and the bearing life were measured. Has a good correlation, and it has been confirmed that if the roundness of the inner diameter is 10 m or less, a sufficiently long life can be achieved even under severe conditions that will be required in the future.
  • the present invention provides a shell-type needle roller bearing in which a plurality of needle rollers are arranged along an inner diameter surface of a shell-type outer ring formed by pressing force, and the cylindrical portion of the outer ring is offset.
  • a configuration with a meat volume of less than 10 ⁇ m was also adopted.
  • the present inventors conducted a bearing life test on a shell type needle roller bearing in which the amount of uneven thickness of the cylindrical portion of the shell type outer ring was changed, and as shown in FIG. There was a good correlation between the amount and the bearing life, and it was confirmed that if the axial thickness deviation was less than 10 / zm, a sufficiently long life could be achieved even under severe conditions.
  • Means for making the surface roughness of the inner diameter surface of the outer ring finer than the surface roughness of the outer diameter surface means for making the inner ring roundness of the outer ring 10 m or less, or the thickness deviation of the cylindrical portion of the outer ring
  • a pressing process for forming the shell-type outer ring is provided, and a lubrication condition on the outer-diameter-side ironing surface that is the outer diameter surface of the outer ring in the ironing process is approximately fluid.
  • Means for providing a lubrication state can be employed.
  • the present inventors conducted a squeezing and ironing test of the SCM415 steel sheet using a press testing machine, and determined the surface roughness, inner diameter roundness, and cylindrical part thickness deviation of the inner and outer diameter surfaces of the force-formed product. investigated.
  • a high-viscosity press working oil with excellent lubricity is applied to the die side (the outer diameter side ironing surface of the cup molding)
  • the surface roughness of the inner diameter surface of the cup molding that becomes the inner diameter surface of the shell type outer ring It has been found that is stronger than the outer diameter surface, and that the roundness of the inner diameter and the thickness deviation of the cylinder are improved.
  • FIG. 11 shows an example of the results of the surface roughness investigation.
  • the surface roughness of the blank material is about RaO. Inner surface
  • the roughness of the surface is very fine, RaO. 15 m.
  • the surface roughness of the outer diameter surface of the cup molding is RaO. 44 / zm, which is not much different from the surface roughness of the blank material.
  • the surface roughness of the inner and outer diameter surfaces of the cup molded product shown in FIG. 11 was measured in the axial direction, but the surface roughness measured in the circumferential direction was almost the same. This measurement result is the opposite of that observed with a normal squeezing force, and with a normal squeezing force, the outer diameter surface of the cup product that is squeezed with a die is finer.
  • the surface roughness of the inner surface is not much different from that of the blank material.
  • FIG. 12 shows a plate thickness cross-sectional photograph of the upper end portion of the cup molding.
  • the upper end portion of the cup molded product in which the press working oil having excellent lubricity is applied to the die side is uniformly extended in the axial direction in the plate thickness direction.
  • the inner diameter surface of the cup molded product that contacts the punch moves relative to the punch surface in the axial direction, and this relative movement occurs. It is thought that the surface roughness of the inner diameter surface was weakened by sliding with the punch surface due to.
  • the outer diameter surface side of the upper end portion of the cup molded product obtained by ordinary drawing and ironing process is remarkably extended in the axial direction. This is because the outer diameter surface side of the cup molded product is preferentially reduced in thickness by the shearing force resulting from friction with the die, and the inner diameter surface side is not so reduced in thickness. In this way, in the normal drawing ironing process in which the inner diameter surface side is not so thinly deformed, the inner diameter surface of the cup molded product hardly moves relative to the punch surface, so the surface roughness is not much different from the material. .
  • the upper end surface of the cup molding is uniform in the plate thickness direction.
  • the yield can also be improved by reducing.
  • the press load required for processing is also reduced.
  • the number of squeezing in the squeezing process of the press working is set to 3 or less, and the squeezing process is a squeezing and squeezing process performed simultaneously with the final squeezing process.
  • the number of processes can be reduced and the manufacturing cost can be reduced.
  • by reducing the number of times of throttling a decrease in the dimensional accuracy of the outer ring due to setting errors of each mold can be suppressed.
  • the drawing ironing process can provide a larger drawing ratio than a simple drawing process.
  • the drawing limit is determined by the fracture at the punch shoulder due to the tensile stress caused by the deformation resistance of the shrinkage flange and the wrinkle pressing force at the flange, but in drawing ironing, The acting flange-side bow I tension stress is interrupted at the ironing part, so that a high drawing ratio can be obtained with a high drawing limit.
  • the present invention provides a compressor main shaft support structure in which a compression operation member of a compressor is operated by rotational driving of the main shaft, and a radial load of the main shaft is supported by a needle roller bearing disposed in the compressor.
  • the drive portion of the piston pump is fitted to the eccentric portion of the motor output shaft.
  • the needle roller bearing is any one of the above-described shell type needle roller bearings was also adopted.
  • the surface roughness of the inner diameter surface of the shell type outer ring is made stronger than the outer diameter surface, and preferably the circumferential surface roughness is RaO. 05-0. 3 m makes it possible to reduce the acoustic level during use of the bearing without causing surface damage such as smearing, even though it is a low-cost shell type. Therefore, it can be suitably used for applications where generation of noise is hated.
  • the roundness of the inner diameter of the shell type outer ring is set to 10 m or less, the bearing life is greatly extended, and a sufficiently long life and low satisfaction can be achieved. Cost reduction can be achieved.
  • the shell type needle roller bearing of the present invention has a cylindrical part thickness deviation of less than 10 ⁇ m of the shell type outer ring. And lower costs.
  • Means for increasing the surface roughness of the inner diameter surface of the outer ring more than the surface roughness of the outer diameter surface, means for setting the inner ring roundness of the outer ring to 10 ⁇ m or less, or tube thickness deviation of the outer ring A means for reducing the amount to less than 10 ⁇ m is provided with a ironing process for the press cage that forms the shell type outer ring, and in this ironing process, the lubrication conditions on the outer diameter side ironing surface, which is the outer diameter surface of the outer ring, are set.
  • the support structure for the compressor main shaft of the present invention uses any of the above-described shell-type needle roller bearings for the needle roller bearing that supports the radial load of the compressor main shaft. Noise can be reduced and the bearing life can be extended.
  • any one of the above-described shell type needle roller bearings is used for the needle roller bearing that abuts and supports the piston pump drive part.
  • the sound level during pump operation can be reduced and the bearing life can be extended.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing an embodiment of a shell needle roller bearing.
  • FIG. 2 is a process diagram showing a schematic manufacturing process of the shell needle roller bearing of FIG.
  • FIG. 3 a and b are graphs showing the surface roughness in the circumferential direction and the axial direction of the inner surface of the shell-type outer ring manufactured in the manufacturing process of FIG.
  • FIG. 4 Graph showing the relationship between the circumferential surface roughness of the outer ring inner diameter surface and the acoustic level in an acoustic measurement test of a shell needle roller bearing
  • FIG.5 Graph showing the relationship between the roundness of the inner diameter of the shell type outer ring and the L10 life in the bearing life test of the shell needle roller bearing
  • FIG. 6 Graph showing the relationship between the L10 life and the cylindrical wall thickness deviation of the shell type outer ring in the life test of shell type needle roller bearings
  • FIG. 7 is a longitudinal sectional view showing a compressor for an air conditioner adopting the compressor spindle support structure of the first embodiment.
  • FIG. 8 is a longitudinal sectional view showing a compressor for an air conditioner adopting the compressor spindle support structure of the second embodiment.
  • FIG. 9 is a longitudinal sectional view showing a compressor for an air conditioner adopting the compressor spindle support structure of the third embodiment.
  • FIG. 10 is a longitudinal sectional view showing an ABS piston pump and an electric motor for an automobile adopting a piston pump drive support structure according to the present invention.
  • the shell needle roller bearing 1 has a plurality of needle rollers 3 arranged along the inner surface 2a of the SCM415 shell-type outer ring 2 formed by pressing force.
  • Each needle roller 3 is held by a SPCC cage 4 that is also formed by pressing.
  • flanges 5a and 5b are formed.
  • FIG. 2 shows a schematic process for manufacturing the shell-type outer ring 2.
  • the cup blank is formed with a press blank and the circular blank force of SCM415 phosphate coating steel is drawn once.
  • the cup bottom corner portion is determined to have a predetermined corner radius and is molded by a pressing process.
  • press casket oil having excellent lubricity is applied to the die side, and the lubricating condition on the squeezing surface on the outer diameter side is substantially fluid lubricated.
  • the center portion of the bottom of the cup is punched in the bottoming process to form one flange 5a (see FIG. 1) of the outer ring 2, and the upper end of the cup is trimmed to a uniform height in the trimming process.
  • the pressed outer ring 2 is carburized and quenched and tempered in the heat treatment process, and the other flange 5b (see Fig. 1) is formed by bending inward in the final assembly process.
  • the drawing process in the outer ring press carriage is performed only once, and the ironing process is a drawing ironing process that is performed simultaneously with this one drawing process.
  • the squeezing step may be performed simultaneously with the final squeezing step, or the squeezing step may be performed separately after the squeezing step or the final pressing step.
  • heat treatment may be performed after assembling the bearing!
  • the surface roughness in the circumferential direction and the axial direction of the inner surface 2a was measured.
  • the measured dimensions of the outer ring 2 are an outer diameter of 28 mm, a length of 16 mm, and a wall thickness of 0.95 mm.
  • a surface roughness measuring machine (Surfcom) manufactured by Tokyo Seimitsu Co., Ltd. was used, and the outer ring 1 was divided into two semi-cylindrical shapes, and the surface roughness of the inner surface 2 was measured.
  • Circumferential surface roughness was measured at three locations, 2 mm each on the outer ring 2 at both ends and the center in the longitudinal direction, and axial surface roughness was measured at four locations at a 90 ° phase in the circumferential direction.
  • the surface roughness of the blank material is about RaO. 49 m on both the front and back surfaces
  • the surface roughness of the outer diameter surface of the cup molding that is the outer diameter surface of the outer ring 2 is The axial direction is about RaO. 44 / zm.
  • FIGS. 3A and 3B show examples of the measurement results of the surface roughness.
  • Fig. 3 (a) shows the circumferential surface roughness measured at the center of the outer ring 2 in the longitudinal direction. Forces not shown The both-end force and the circumferential surface roughness measured at 2 mm positions are in the range of RaO. 05-0., Which is stronger than the surface roughness of blank material and outer surface.
  • Figure 3 (b) shows the axial surface roughness measured at one phase, RaO. 15 m. Force not shown The axial surface roughness measured at other phases is very low, below RaO.
  • Example A As an example, a seal type needle roller bearing was prepared in which the circumferential surface roughness of the outer ring inner diameter surface was RaO. 05-0.3 m. These examples also have an axial surface roughness of RaO. 3 m or less. As a comparative example, a shell type needle roller bearing having a circumferential surface roughness force 3 ⁇ 4 aO. The dimensions of the shell-type needle roller bearing are 28 mm in outer diameter and 16 mm in length in both Examples and Comparative Examples.
  • the shell type needle roller bearings of the above examples and comparative examples were attached to a rotation tester, and an acoustic measurement test was performed.
  • the test conditions are as follows.
  • FIG. 4 shows the measurement result of the sound level in the sound measurement test. From these measurement results, the examples in which the circumferential surface roughness of the inner diameter surface was RaO. 05-0. It can be seen that it is reduced.
  • Table 1 shows the roundness of the inner diameter of the shell type outer ring manufactured in the manufacturing process of Fig. 2 (Example 1-16) and the shell type outer ring manufactured in the conventional manufacturing process (Comparative Example 1-16).
  • the result of measuring the thickness deviation of the cylinder part is shown.
  • the measured dimensions of the outer ring are an outer diameter of 28 mm, a length of 16 mm, and a wall thickness of 0.95 mm, the same size as that of Example A.
  • the measurement positions in the axial direction of the inner diameter roundness and the cylindrical portion unevenness amount are the same three positions as the measurement positions of the circumferential surface roughness of the inner diameter surface, and the cylindrical portion unevenness amount is measured for each of these axes.
  • Figs. Fig. 5 shows the relationship between the inner diameter roundness and the L10 life
  • Fig. 6 shows the relationship between the cylinder wall thickness deviation and the L10 life.
  • the roundness of the inner diameter of the shell type outer ring is ⁇ / m or less and the thickness deviation of the cylindrical portion is less than 10 m
  • the L10 life exceeds 200 hours and the bearing life is greatly extended. ing. Therefore, it can be seen that the shell-type needle roller bearing having the shell-type outer ring manufactured in the manufacturing process of FIG. 2 significantly improves the bearing life as well as reducing the sound level.
  • FIG. 7 shows a compressor for an air conditioner for a vehicle that employs the support structure for the compressor main shaft according to the first embodiment of the present invention.
  • This compressor is a double swash plate type compressor that reciprocates a piston 14 that is a compression operation member through a slide 13 that slides on the swash plate 12 by the rotation of the swash plate 12 fixed to the main shaft 11.
  • the main shaft 11 that is driven to rotate at high speed is supported in the radial direction by the above-described two shell needle roller bearings 1 according to the present invention in the housing 15 in which the refrigerant exists, and the thrust direction is a thrust needle shape. Supported by roller bearing 16.
  • a plurality of cylinder bores 17 are formed in the housing 15 at equal intervals in the circumferential direction, and double-headed pistons 14 are reciprocally accommodated in the bores 17, respectively.
  • Each piston 14 is formed with a recess 14a so as to straddle the outer periphery of the swash plate 12, and a spherical shoe 13 is seated on a spherical seat 18 formed on the axially opposed surface of the recess 14a.
  • This shear 13 has a hemispherical shape and functions to smoothly convert the rotational motion of the swash plate 12 into the reciprocating motion of each piston 14.
  • FIG. 8 shows an air conditioner compressor that employs the compressor spindle support structure of the second embodiment.
  • This compressor is a swash plate type compressor, and a swash plate supported by balls 23 and thrust needle roller bearings 24 on the inclined surface 22a of the connecting member 22 by the rotation of the connecting member 22 connected to the main shaft 21. 25 is oscillated, and the oscillating motion of the swash plate 25 is converted into the reciprocating motion of the single-headed piston 27 via the piston rod 26.
  • the main shaft 21 is supported in the housing 28 in the radial direction by one shell needle roller bearing 1 according to the present invention, and in the thrust direction by a thrust needle roller bearing 29 via a connecting member 22. .
  • FIG. 9 shows an air conditioner compressor that employs the compressor spindle support structure of the third embodiment.
  • This compressor is a swash plate type variable displacement compressor, and the inclination angle force of the connecting member 32 connected to the main shaft 31 can be changed by sliding the sleeve 33 fitted in the main shaft 31 in the axial direction. ing.
  • the swinging motion of the swash plate 35 supported by the connecting member 32 with the thrust needle roller bearing 34 is reciprocated through the piston rod 36 in the same manner as in the second embodiment. Converted into motion.
  • the main shaft 31 is supported in the housing 38 in the radial direction by the two shell needle roller bearings 1 according to the present invention, and in the thrust direction by the thrust needle roller bearing 39.
  • FIG. 10 shows an ABS piston pump 41 for an automobile adopting the piston pump drive support structure according to the present invention, and an electric motor 42 for driving the ABS piston pump 41.
  • the armature shaft 44 of the armature 43 which is the output shaft of the electric motor 42, is supported by a pair of ball bearings 46 in a recess 45a formed at right angles to the piston pump 41 in the pump housing 45, and is fitted into the eccentric portion 44a.
  • the shell type needle roller bearing 1 according to the present invention is attached to the piston pump 41.
  • Ston 47 is supported by a collision.
  • the piston 47 abutted and supported by the shell needle roller bearing 1 is driven to reciprocate, and the brake fluid is sucked from the suction port 48 provided in the pump housing 45. And discharged from the discharge port 49.
  • the suction port 48 is connected to the reservoir tank, and the discharge port 49 is connected to the master cylinder.

Abstract

　コンプレッサ主軸の支持構造やピストンポンプ駆動部の支持構造等に用いられるシェル型針状ころ軸受を長寿命化することと、使用中の音響レベルを低減することを課題とする。 　シェル型針状ころ軸受１のシェル型外輪２を、しごき工程を設けたプレス加工で形成し、このしごき工程における外輪２の外径面となる外径側しごき面での潤滑条件を、略流体潤滑状態とすることにより、その内径面の周方向面粗度、内径真円度および筒部偏肉量を所定の数値範囲に規制し、シェル型針状ころ軸受１を長寿命化するとともに、使用中の音響レベルを低減できるようにした。  

Description

明 細 書
シェル型針状ころ軸受、コンプレッサ主軸の支持構造およびピストンボン プ駆動部の支持構造
技術分野
[0001] この発明は、シェル型針状ころ軸受と、シェル型針状ころ軸受を用いたコンプレッサ 主軸の支持構造およびピストンポンプ駆動部の支持構造に関する。
背景技術
[0002] 外輪の内径面に沿って複数の針状ころを配列した針状ころ軸受には、絞り工程を 含むプレス力卩ェで形成されたシェル型外輪を用いるものがある。このシェル型外輪を 用いるシェル型針状ころ軸受の用途は、製造コストが安価となる経済的優位性力 多 岐に渡っている力 近年、長寿命化を要求される用途が多くなつている。
[0003] 従来のシェル型外輪のプレス加工の概略工程は、以下の通りである。まず、絞りェ 程で円形ブランクをカップ状に成形し、決め押し工程でカップ底コーナ部を所定のコ ーナ半径に決め押しする。こののち、底抜き工程でカップ底中央部を打ち抜いて外 輪の一方の鍔を形成し、トリミング工程でカップ上端部を均一な高さにトリミングする。 絞り工程または決め押し工程の後に、しごき工程をカ卩える場合もある。通常、これらの プレス加工は、トランスファプレスや順送りプレスを用いて行われ、トランスファプレス を用いる場合は、円形ブランクの打ち抜き工程も一緒に組み込まれることが多い。な お、外輪の他方の鍔は、熱処理後の組立て工程で、カップ上端部を内方に折り曲げ ること〖こより形成される。
[0004] 前記シェル型外輪のブランク素材には、 SCM415等の肌焼鋼の鋼板が用いられ、 所定の製品強度を確保するために、プレス加工後に浸炭焼入れ、焼戻し等の熱処 理を施される。肌焼鋼の鋼板は SPCC等の軟鋼板に較べて炭素含有量が多ぐ絞り 性の目安となる r値が低いので、絞り工程での絞り回数を複数回に分けて、 1回当たり の絞り比を小さく設定して 、る。
[0005] このように、シェル型外輪は多数のプレス加工工程を経て形成されるので、金型の 精度誤差や、加工工程ごとの不均一なひずみの累積により、筒部の真円度や偏肉 量等の寸法精度が削り加工で形成される外輪よりも劣り、軸受の寿命が短くなる。こ のようなシェル型針状ころ軸受の寿命を向上させることを目的として、シェル型外輪の 熱処理を軸受組立て後に行い、かつ、この熱処理を浸炭窒化処理後に、さらに焼入 れ、焼戻しするものとして、外輪の外径真円度を高めるとともに、各軸受部品の強度 も高めるようにしたシェル型針状ころ軸受の製造方法がある (例えば、特許文献 1参 照。）。
[0006] 一方、エアコンディショナ用等のコンプレッサには、圧縮動作部材を主軸の回転駆 動で動作させ、この主軸のラジアル荷重をコンプレッサ内に配置された針状ころ軸受 で支持した支持構造を採用したものがある (例えば、特許文献 2参照。 ) 0針状ころ軸 受は軸受投影面積力 、さい割に高負荷容量と高剛性が得られる利点を有しており、 コンプレッサ主軸の支持構造をコンパクトに設計できる。
[0007] 前記コンプレッサ主軸の支持構造に採用される針状ころ軸受は、冷媒が混入するこ と等で潤滑状態が希薄となり、かつ、主軸が高速回転するので、針状ころが転走する 外輪の内径面にスミアリング等の表面損傷や表面起点型の剥離が発生して、軸受寿 命が短くなることがある。また、自動車のエアコンディショナ用コンプレッサでは、針状 ころの転走に伴う軸受使用中の騒音を低くすることが要求される。
[0008] また、自動車のアンチロックブレーキシステム（ABS)やトラクシヨンコントロール (TR C)等の自動ブレーキシステムには、リザーバタンクのブレーキ液をマスタシリンダへ 送るピストンポンプが装備されて ヽる。この種のオイル等を圧送するピストンポンプに は、電動モータの出力軸であるァーマチヤシャフトに偏心部を設け、この偏心部に嵌 着した転がり軸受で往復駆動されるピストンを衝合支持するようにしたものがある（例 えば、特許文献 3参照。 ) 0このようなピストンを衝合支持する転がり軸受に、針状ころ 軸受を採用したものもある（例えば、特許文献 4参照。 ) 0
[0009] 前記ピストンポンプ駆動部の支持構造に採用される針状ころ軸受は、低粘度のオイ ル (ブレーキ液)が混入すること等で潤滑状態が希薄となり、かつ、ピストンが衝合す る外輪の内径面を針状ころが高速で転走するので、この転走面で油膜切れが生じや すい。このため、外輪の内径面にスミアリング等の表面損傷や表面起点型の剥離が 発生して、軸受寿命が短くなることがある。また、 ABSや TRC等の自動車のブレーキ システムに装備されるピストンポンプでも、針状ころの転走に伴う軸受使用中の騒音 を低くすることが要求される。
[0010] 特許文献 1 :特許第 3073937号公報 (第 1 2頁、第 1—3図）
特許文献 2：特許第 2997047号公報 (第 2頁、第 10— 12図）
特許文献 3 :特開平 8-182254号公報 (第 2頁、第 7図）
特許文献 4:特開 2001-187915号公報 (第 2頁、第 9図）
発明の開示
発明が解決しょうとする課題
[0011] 特許文献 1に記載されたシェル型針状ころ軸受の製造方法は、軸受組立て後に熱 処理を行うことにより、シェル型外輪の熱ひずみを低減してその外径真円度を高める ことができるが、シェル型外輪のプレス加工工程は従来と同じであるので、内径真円 度や筒部の偏肉量はあまり改善されない。ちなみに、従来のシェル型外輪の内径真 円度は、内径が 25mm程度のもので 15— 40 /z mであり、特許文献 1に記載された製 造方法のものでも 10 mを超える。また、筒部偏肉量は、特許文献 1に記載された製 造方法のものも含めて、内径が 25mm程度のもので 10— 20 μ mである。
[0012] このため、潤滑を含めた使用条件が非常に厳しいエアコンディショナ用等のコンプ レッサ主軸の支持構造や、ピストンポンプ駆動部の支持構造に用いられるシェル型 針状ころ軸受では、特許文献 1に記載された製造方法によるものであっても、十分に 満足できる長寿命化は達成されて 、な 、。
[0013] また、プレス加工で形成されるシェル型外輪は、肖 ijり加工で形成される外輪よりも内 径面の面粗度が粗くなる。通常、肖 ijり加工で形成される外輪の内径面の面粗度は Ra 0. 05 m程度であるのに対して、シェル型外輪の内径面の面粗度は RaO. 程 度である。このため、従来のシェル型針状ころ軸受は、内径面での針状ころの転走に 伴う使用中の音響が大きぐ特に、騒音の発生を厳しく嫌う自動車用エアコンディショ ナのコンプレッサ主軸の支持構造や、 ABSや TRC等の自動車ブレーキシステムに 装備されるピストンポンプ駆動部の支持構造等の用途には適用できない問題がある [0014] そこで、この発明の課題は、コンプレッサ主軸の支持構造やピストンポンプ駆動部 の支持構造等に用いられるシェル型針状ころ軸受を長寿命化することと、使用中の 音響レベルを低減することである。 課題を解決するための手段
[0015] 上記の課題を解決するために、この発明は、プレス加工で形成されるシェル型外輪 の内径面に沿って、複数の針状ころを配列したシェル型針状ころ軸受において、前 記外輪の内径面の面粗度を外径面の面粗度よりも細カゝくした構成を採用した。
[0016] すなわち、シェル型外輪の内径面の面粗度を外径面よりも細力べすることにより、こ の内径面での針状ころの転走に伴う使用中の音響レベルを低減できるようにした。
[0017] 前記外輪内径面の周方向面粗度は、 RaO. 05-0. 3 mとするのが好ましい。周 方向面粗度の下限を RaO. 05 mとしたのは、これよりも周方向面粗度が細カゝくなつ て内径面が滑らかになり過ぎると、転走する針状ころの弾性接触領域に保持される潤 滑油が少なくなり、スミアリング等の表面損傷が生じやすくなる力もである。周方向面 粗度の上限を RaO. 3 μ mとしたのは、以下の理由による。
[0018] 本発明者らは、シェル型外輪の内径面の面粗度を変えたシェル型針状ころ軸受に ついて、回転試験機を用いた音響測定試験を行い、内径面の周方向面粗度を細か くすると軸受の音響レベルが効果的に低減されることを知見し、後の図 4に示すように 、これを RaO. 3 /z m以下にすると、音響レベルを大幅に低減できることを確認した。
[0019] この内径面の周方向面粗度が音響レベルの低減に特に効果があるのは、つぎのよ うに考えられる。すなわち、針状ころのころ径に対してころの回転方向の凹凸 (周方向 面粗度）がある程度以上に粗くなると、針状ころの上下振動が大きくなつて大きな音 響が発生する。針状ころのころ径は比較的小さいので、周方向面粗度が RaO.
を超えると、大きな音響が発生するものと思われる。
[0020] 前記外輪内径面の軸方向面粗度は、 RaO. 3 μ m以下とするのが好ましい。針状こ ろはころ径に較べてころ長が大きい。したがって、外輪内径面の幅方向の凹凸（軸方 向面粗度)も針状ころの上下振動に影響し、軸方向面粗度が RaO. を超えると 、音響が大きくなるものと思われる。
[0021] また、この発明は、プレス力卩ェで形成されるシェル型外輪の内径面に沿って、複数 の針状ころを配列したシェル型針状ころ軸受において、前記外輪の内径真円度を 10 μ m以下とした構成も採用した。
[0022] 本発明者らは、シェル型外輪の内径真円度を変えたシェル型針状ころ軸受につい て軸受寿命試験を行い、後の図 5に示すように、内径真円度と軸受寿命は良い相関 関係を有し、内径真円度を 10 m以下にすると、今後要求される厳しい条件下でも 十分な長寿命化を達成できることを確認した。
[0023] さらに、この発明は、プレス力卩ェで形成されるシェル型外輪の内径面に沿って、複 数の針状ころを配列したシェル型針状ころ軸受において、前記外輪の筒部偏肉量を 10 μ m未満とした構成も採用した。
[0024] 本発明者らは、シェル型外輪の筒部偏肉量を変えたシェル型針状ころ軸受につい て軸受寿命試験を行い、後の図 6に示すように、外輪の筒部偏肉量と軸受寿命は良 い相関関係を有し、軸方向偏肉量を 10 /z m未満にすると、厳しい使用条件下でも十 分な長寿命化を達成できることを確認した。
[0025] 前記シェル型外輪の内径真円度や筒部偏肉量の低減が軸受の長寿命化に効果 があるのは、内径面での針状ころの転走が円滑になり、ころのスリップやがたつき等 による内径面での局部的な摩耗や応力集中が抑制されるためと考えられる。
[0026] 前記外輪の内径面の面粗度を外径面の面粗度よりも細かくする手段、前記外輪の 内径真円度を 10 m以下とする手段、または前記外輪の筒部偏肉量を 10 m未満 とする手段としては、前記シェル型外輪を形成するプレス加工にしごき工程を設け、 このしごき工程における前記外輪の外径面となる外径側しごき面での潤滑条件を、 略流体潤滑状態とする手段を採用することができる。
[0027] 本発明者らは、プレス試験機を用いて、 SCM415鋼板の絞りしごき試験を行い、力 ップ成形物の内外径面の面粗度、内径真円度および筒部偏肉量を調査した。この結 果、ダイス側 (カップ成形物の外径側しごき面）に潤滑性の優れた高粘度プレス加工 油を塗布すると、シェル型外輪の内径面となるカップ成形物の内径面における面粗 度が外径面よりも細力べなること、および内径真円度と筒部偏肉量が改善されることを 見出し 7こ。
[0028] まず、前記面粗度の調査結果については、図 11にその一例を示すが、ブランク素 材の面粗度は表裏面とも RaO. 49 m程度であるのに対して、カップ成形物内径面 の面粗度は RaO. 15 mと非常に細カゝくなつている。カップ成形物外径面の面粗度 は RaO. 44 /z mであり、ブランク素材の面粗度とあまり変わっていない。なお、図 11 に示すカップ成形物内外径面の面粗度は、いずれも軸方向に測定したものであるが 、周方向に測定した面粗度もこれらとほぼ同等であった。この測定結果は、通常の絞 りしごき力卩ェで観察されるものと逆であり、通常の絞りしごきカ卩ェでは、ダイスでしごか れるカップ成形物外径面の方が細かい面粗度となり、内径面の面粗度はブランク素 材の面粗度とあまり変わらな 、。
[0029] これらの調査結果は、以下のように考えられる。すなわち、カップ成形物外径面の 面粗度が素材の面粗度とあまり変わらな力つたのは、カップ成形物の外径側しごき面 では、加工される素材とダイスが殆ど接触しな 、略流体潤滑状態であつたと考えられ る。このようにダイス側の潤滑条件を略流体潤滑状態にすると、ダイスとの摩擦に起 因する外径側しごき面での剪断力が殆どなくなって、ポンチとダイスの間のしごき部 における応力が板厚方向で均一な圧縮応力状態となり、つぎの図 12で検証されるよ うに、素材が板厚方向で均一に減厚変形するようになる。
[0030] 図 12は、前記カップ成形物の上端部の板厚断面写真を示す。上記推定を検証す るように、ダイス側に潤滑性の優れたプレス加工油を塗布したカップ成形物の上端部 は、板厚方向で均一に軸方向へ延伸している。このように、素材が板厚方向で均一 に減厚変形して軸方向へ延伸すると、ポンチに接触するカップ成形物の内径面がポ ンチ表面に沿って軸方向へ相対移動し、この相対移動によるポンチ表面との摺動で 内径面の面粗度が細力べなったものと考えられる。一方、通常の絞りしごき加工による カップ成形物の上端部は、外径面側が著しく軸方向に延伸している。これは、ダイス との摩擦に起因する剪断力でカップ成形物の外径面側が優先的に減厚変形し、内 径面側があまり減厚変形しないからである。このように、内径面側があまり減厚変形し ない通常の絞りしごき加工では、カップ成形物の内径面がポンチ表面と殆ど相対移 動しな 、ので、その面粗度は素材とあまり変わらな 、。
[0031] 前記外径側しごき面での潤滑条件を略流体潤滑状態とする加工方法では、図 12 に示したように、カップ成形物の上端面が板厚方向で均一になるので、ブランク径を 小さくして歩留も向上させることができる。また、ブランク径を小さくすることにより、絞り 加工に必要なプレス荷重も低減される。
[0032] つぎに、前記内径真円度と筒部偏肉量については、後の表 1に示すように、内径真 円度は 10 m以下に、筒部偏肉量は 10 m未満に低減されることを確認した。これ らの調査結果は、以下のように考えられる。すなわち、上述したように、しごき加工に おけるダイス側の潤滑条件が略流体潤滑状態とされて素材が板厚方向で均一に減 厚変形すると、カップ成形物の筒部偏肉量が低減されるととともに、ポンチに接触す るカップ成形物の内径面がポンチ表面に沿って軸方向へ相対移動してポンチ外径 面の形状になじみ、ボンチカ 離型後もカップ成形物の内径真円度が良好に保持さ れるものと考えられる。一方、通常の絞りしごき加工では、カップ成形物の内径面側 はあまり減厚変形せず、ポンチ表面とも殆ど相対移動しないので、カップ成形物の内 径真円度や筒部偏肉量はあまり改善されな ヽ。
[0033] 前記プレス加工の絞り工程での絞り回数を 3回以下とし、前記しごき工程を、最終回 の前記絞り工程と同時に行う絞りしごき工程とすることにより、プレスカ卩ェ用の金型数 と工程数を減らし、製造コストを低減することができる。また、絞り回数を減らすことに より、各金型の設定誤差等に起因する外輪の寸法精度低下も抑制される。
[0034] なお、絞りしごき加工では、単なる絞り加工よりも大きな絞り比が得られることが知ら れている。すなわち、絞り加工では縮みフランジの変形抵抗とフランジ部でのしわ押 さえ力に起因する引張応力によるポンチ肩部での破断で絞り限界が決まるが、絞りし ごき加工では、このポンチ肩部に作用するフランジ側カもの弓 I張応力がしごき部で遮 断されるので、絞り限界が高くなつて大きな絞り比を得ることができる。
[0035] 前記絞り工程での絞り回数を 1回とし、前記しごき工程をこの 1回の絞り工程と同時 に行う絞りしごき工程とすることにより、製造コストの低減と外輪の寸法精度向上を、さ らに促進することができる。
[0036] また、この発明は、コンプレッサの圧縮動作部材を主軸の回転駆動で動作させ、こ の主軸のラジアル荷重をコンプレッサ内に配置された針状ころ軸受で支持するコンプ レッサ主軸の支持構造において、前記針状ころ軸受を、上述したいずれかのシェル 型針状ころ軸受とした構成を採用した。
[0037] さらに、この発明は、ピストンポンプの駆動部をモータ出力軸の偏心部に嵌着した 針状ころ軸受で衝合支持するピストンポンプ駆動部の支持構造にぉ 、て、前記針状 ころ軸受を、上述したいずれかのシェル型針状ころ軸受とした構成も採用した。
発明の効果
[0038] この発明のシェル型針状ころ軸受は、シェル型外輪の内径面の面粗度を外径面よ りも細力べし、好ましくは、その周方向面粗度を RaO. 05-0. 3 mとしたので、低コ ストなシェル型のものでありながら、スミアリング等の表面損傷を発生させることなぐ 軸受使用中の音響レベルを低減できる。したがって、騒音の発生を嫌う用途に好適 に使用することができる。
[0039] また、この発明のシェル型針状ころ軸受は、シェル型外輪の内径真円度を 10 m 以下としたので、軸受寿命を大幅に延長して、十分に満足できる長寿命化と低コスト 化を達成することができる。
[0040] さらに、この発明のシェル型針状ころ軸受は、シェル型外輪の筒部偏肉量を 10 μ m未満としたので、軸受寿命を大幅に延長して、十分に満足できる長寿命化と低コス ト化を達成することができる。
[0041] 前記外輪の内径面の面粗度を外径面の面粗度よりも細力べする手段、外輪の内径 真円度を 10 μ m以下とする手段、または外輪の筒部偏肉量を 10 μ m未満とする手 段を、シェル型外輪を形成するプレスカ卩ェにしごき工程を設け、このしごき工程にお ける外輪の外径面となる外径側しごき面での潤滑条件を略流体潤滑状態としたもの とすることにより、カップ成形物の上端面が板厚方向で均一に近くなるので、ブランク 径を小さくして歩留を向上させるとともに、絞り加工に必要なプレス荷重も低減するこ とがでさる。
[0042] 前記絞り工程での絞り回数を 3回以下とし、しごき工程を、最終回の絞り工程と同時 に行う絞りしごき工程とすることにより、プレス加工用の金型数と工程数を減らし、製造 コストを低減することができる。また、絞り回数を減らすことにより、各金型の設定誤差 等に起因する外輪の寸法精度低下も抑制することができる。
[0043] 前記絞り工程での絞り回数を 1回とし、しごき工程をこの 1回の絞り工程と同時に行う 絞りしごき工程とすることにより、製造コストの低減と外輪の寸法精度向上を、さらに促 進することができる。 [0044] また、この発明のコンプレッサ主軸の支持構造は、コンプレッサ主軸のラジアル荷 重を支持する針状ころ軸受に、上述したいずれかのシェル型針状ころ軸受を用いた ので、コンプレッサ運転中の騒音を低減できるとともに、軸受部を長寿命化することが できる。
[0045] さらに、この発明のピストンポンプ駆動部の支持構造は、ピストンポンプ駆動部を衝 合支持する針状ころ軸受に、上述したいずれかのシェル型針状ころ軸受を用いたの で、ピストンポンプ作動中の音響レベルを低減できるとともに、軸受部を長寿命化す ることがでさる。
図面の簡単な説明
[0046] [図 1]シェル型針状ころ軸受の実施形態を示す縦断面図
[図 2]図 1のシェル型針状ころ軸受の概略の製造工程を示す工程図
[図 3]a、 bは、それぞれ図 2の製造工程で製造したシェル型外輪内径面の周方向と軸 方向の面粗度を示すグラフ
[図 4]シェル型針状ころ軸受の音響測定試験における外輪内径面の周方向面粗度と 音響レベルの関係を示すグラフ
[図 5]シェル型針状ころ軸受の軸受寿命試験におけるシェル型外輪の内径真円度と L10寿命の関係を示すグラフ
[図 6]シェル型針状ころ軸受の軸受寿命試験におけるシェル型外輪の筒部偏肉量と L10寿命の関係を示すグラフ
[図 7]第 1の実施形態のコンプレッサ主軸の支持構造を採用したエアコンディショナ用 コンプレッサを示す縦断面図
[図 8]第 2の実施形態のコンプレッサ主軸の支持構造を採用したエアコンディショナ用 コンプレッサを示す縦断面図
[図 9]第 3の実施形態のコンプレッサ主軸の支持構造を採用したエアコンディショナ用 コンプレッサを示す縦断面図
[図 10]本発明に係るピストンポンプ駆動部の支持構造を採用した自動車の ABS用ピ ストンポンプと電動モータを示す縦断面図
[図 11]絞りしごき試験におけるカップ成形物内外径面の面粗度とブランク素材の面粗 度を示すグラフ
[図 12]絞りしごき試験におけるカップ成形物上端部の板厚断面写真 符号の説明
1 シェル型針状ころ軸受
2 シェル型外輪
2a 内径面
3 針状ころ
4 保持器
5aゝ 5b 鍔
11 主軸
12 斜板
13 シユー
14 ピストン
14a 凹部
15 ハウジング
16 スラスト針状ころ軸受
17 ボア
18 球面座
21 主軸
22 連結部材
22a 傾斜面
23 ボール
24 スラスト針状ころ軸受
25 斜板
26 ピストンロッド
27 ピストン
28 ハウジング
29 スラスト針状ころ軸受 31 主軸
32 連結部材
33 スリーブ
34 スラスト針状ころ軸受
35 斜板
36 ピストンロッド
37 ピストン
38 ハウジング
39 スラスト針状ころ軸受
41 ピストンポンプ
42 電動モータ
43 了一マチュア
44 ァーマチュアシャフト
44a 偏心部
45 ポンプハウジング
45a 凹部
46 玉軸受
47 ピストン
48 吸引口
49 吐出口
発明を実施するための最良の形態
[0048] 以下、図面に基づき、この発明の実施形態を説明する。図 1に示すように、このシェ ル型針状ころ軸受 1は、プレス力卩ェで形成された SCM415製シェル型外輪 2の内径 面 2aに沿って、複数の針状ころ 3を配列したものであり、各針状ころ 3は、同じくプレ ス加工で形成された SPCC製保持器 4によって保持されている。外輪 2の両端部には 鍔 5a、 5bが形成されている。
[0049] 図 2は、前記シェル型外輪 2を製造する概略の工程を示す。まずプレスカ卩ェにより、 SCM415リン酸塩皮膜処理鋼鈑の円形ブランク力 1回の絞りしごき工程でカップ成 形物とされ、決め押し工程でカップ底コーナ部が所定のコーナ半径に決め押し成形 される。絞りしごき工程では、ダイス側に潤滑性の優れたプレスカ卩ェ油が塗布され、 外径側しごき面での潤滑条件が略流体潤滑状態とされる。つぎに、底抜き工程で力 ップ底中央部が打ち抜かれて外輪 2の一方の鍔 5a (図 1参照）が形成され、トリミング 工程でカップ上端部が均一な高さにトリミングされる。こののち、プレス加工された外 輪 2は、熱処理工程で浸炭焼入れ、焼戻し処理を施され、最後の組立て工程で、他 方の鍔 5b (図 1参照）が内方への折り曲げ加工により形成される。
[0050] 上述した実施形態では、外輪のプレスカ卩ェにおける絞り工程を 1回のみとし、しごき 工程をこの 1回の絞り工程と同時に行う絞りしごき工程としたが、絞り工程を 3回以下 の複数回とし、しごき工程を最終回の絞り工程と同時に行う絞りしごき工程としてもよく 、しごき工程を絞り工程または決め押し工程の後で別に行ってもよい。また、特許文 献 1に記載されたもののように、軸受組立て後に熱処理を行ってもよ!、。
[0051] 図 2の製造工程で製造したシェル型外輪 2について、その内径面 2aの周方向と軸 方向の面粗度を測定した。測定した外輪 2の寸法は、外径 28mm、長さ 16mm、肉 厚 0. 95mmである。この測定には東京精密社製の表面粗さ測定機 (サーフコム）を 用い、外輪 1を半円筒状に 2分割して内径面 2の面粗度を測定した。周方向面粗度 は、外輪 2の両端力 各 2mmの位置と長さ方向中央位置の 3箇所で測定し、軸方向 面粗度は、周方向に 90° の位相で 4箇所測定した。なお、図 11に示したように、ブラ ンク素材の面粗度は表裏面とも RaO. 49 m程度、外輪 2の外径面となるカップ成形 物外径面の面粗度は、周方向、軸方向とも RaO. 44 /z m程度である。
[0052] 図 3 (a)、 (b)は、上記面粗度の測定結果の一例を示す。図 3 (a)は、外輪 2の長さ 方向中央位置で測定した周方向面粗度であり、 RaO. 18 mと非常に細力べなって いる。図示は省略する力 両端力も各 2mmの位置で測定した周方向面粗度も RaO. 05-0. の範囲にあり、ブランク素材や外径面の面粗度よりも細力べなっている 。図 3 (b)は、 1つの位相で測定した軸方向面粗度であり、 RaO. 15 mとなっている 。図示は省略する力 他の位相で測定した軸方向面粗度も、いずれも RaO. 以 下と非常に細力べなっている。
[0053] 〔実施例 A〕 実施例として、上記外輪内径面の周方向面粗度を RaO. 05-0. 3 mとしたシヱ ル型針状ころ軸受を用意した。これらの実施例のものは軸方向面粗度も RaO. 3 m 以下となっている。比較例として、外輪内径面の周方向面粗度力 ¾aO. を超え るシェル型針状ころ軸受も用意した。シェル型針状ころ軸受の寸法は、実施例、比較 例とも外径 28mm、長さ 16mmである。
[0054] 上記実施例および比較例の各シェル型針状ころ軸受を回転試験機に取り付け、音 響測定試験を行った。試験条件は、以下の通りである。
•回転速度： 4800rpm
•ラジアル荷重： 180N
•潤滑:粘度 2cSt油塗布
•音響測定位置：軸受から 45° 方向で距離 100mmの位置
[0055] 図 4は、上記音響測定試験における音響レベルの測定結果を示す。この測定結果 より、内径面の周方向面粗度を RaO. 05-0. 3 mとした実施例のものは、いずれも 音響レベルが 60dB以下となり、比較例のものに較べて音響レベルが著しく低減され ていることが分かる。
[0056] 〔実施例 B〕
表 1は、図 2の製造工程で製造したシェル型外輪 (実施例 1一 6)と、従来の製造ェ 程で製造したシェル型外輪 (比較例 1一 6)について、その内径真円度と筒部偏肉量 を測定した結果を示す。測定した外輪の寸法は、外径 28mm、長さ 16mm、肉厚 0. 95mmであり、実施例 Aのものと同じサイズである。内径真円度と筒部偏肉量の軸方 向での測定位置は、前記内径面の周方向面粗度の測定位置と同じ 3箇所とし、筒部 偏肉量については、これらの各軸方向位置で周方向に 90° の位相で 4箇所、合計 1 2箇所で測定した。内径真円度の測定にはテーラーホブソン社製の真円度測定機 ( タリロンド)を用い、筒部偏肉量の測定にはマイクロメータを用いた。実施例のものは、 いずれも内径真円度が 10 m以下、筒部偏肉量が 10 m未満となっている。なお、 比較例 1は、特許文献 1に記載された製造方法で製造したものである。
[0057] [表 1] ンエル型外輪 内径具円度 ( x m) '向部偏冈里 ( m)
実施例 1 9
実施例 2 8 4
実施例 3 1 0 3
「
実施例 4 9 5
実施例 5 8 7
実施例 6 1 U y
比較例 1 1 2 1 1
比較例 2 1 8 1 8
比較例 3 1 9 1 4
比較例 4 2 0 1 7
比較例 5 2 2 1 5
比較例 6 2 3 1 9
[0058] 表 1に示した実施例および比較例のシェル型針状ころ軸受につレ、て、軸受寿命試 験を行った。各実施例および比較例のサンプル数は 8個とし、軸受寿命は L10寿命（ サンプルの 90%が破損しないで使える時間）で評価した。試験条件は、以下の通り である。
'アキシアル荷重： 9. 81kN
•回転速度： 5000rpm
•潤滑油：スピンドノレ油 VG2
[0059] 上記軸受寿命試験の結果を図 5および図 6に示す。図 5は内径真円度と L10寿命 の関係、図 6は筒部偏肉量と L10寿命の関係である。シェル型外輪の内径真円度が ΙΟ / m以下、筒部偏肉量が 10 m未満である各実施例のものは、いずれも L10寿 命が 200時間を超え、軸受寿命が大幅に延長されている。したがって、図 2の製造ェ 程で製造されたシェル型外輪を有するシェル型針状ころ軸受は、音響レベルの低減 だけでなぐ軸受寿命も大幅に向上することが分かる。
[0060] 図 7は、本発明に係る第 1の実施形態のコンプレッサ主軸の支持構造を採用した自 動車のエアコンディショナ用コンプレッサを示す。このコンプレッサは、主軸 11に固定 された斜板 12の回転により、斜板 12上を摺動するシユー 13を介して、圧縮動作部材 であるピストン 14を往復動作させる両斜板タイプのコンプレッサである。高速で回転 駆動される主軸 11は、冷媒が存在するハウジング 15内で、上述した本発明に係る 2 つのシェル型針状ころ軸受 1でラジアル方向を支持され、スラスト方向をスラスト針状 ころ軸受 16で支持されている。
[0061] 前記ハウジング 15には周方向に等間隔で複数のシリンダボア 17が形成され、各ボ ァ 17内に両頭形のピストン 14が往復自在に収納されている。各ピストン 14には斜板 12の外周部を跨ぐように凹部 14aが形成され、この凹部 14aの軸方向対向面に形成 された球面座 18に、球状のシユー 13が着座されている。このシユー 13は半球状のも のもあり、斜板 12の回転運動を各ピストン 14の往復運動に円滑に変換する働きをす る。
[0062] 図 8は、第 2の実施形態のコンプレッサ主軸の支持構造を採用したエアコンディショ ナ用コンプレッサを示す。このコンプレッサは片斜板タイプのコンプレッサであり、主 軸 21に連結された連結部材 22の回転により、連結部材 22の傾斜面 22aにボール 2 3とスラスト針状ころ軸受 24で支持された斜板 25を揺動運動させ、この斜板 25の揺 動運動をピストンロッド 26を介して、片頭形のピストン 27の往復運動に変換するもの である。この主軸 21はハウジング 28内で、ラジアル方向を本発明に係る 1つのシェル 型針状ころ軸受 1で支持され、スラスト方向を連結部材 22を介してスラスト針状ころ軸 受 29で支持されている。
[0063] 図 9は、第 3の実施形態のコンプレッサ主軸の支持構造を採用したエアコンディショ ナ用コンプレッサを示す。このコンプレッサは片斜板タイプの可変容量コンプレッサで あり、主軸 31に連結された連結部材 32の傾斜角度力 主軸 31に嵌めこまれたスリー ブ 33を軸方向へスライドさせることにより、変更可能とされている。連結部材 32にスラ スト針状ころ軸受 34で支持された斜板 35の揺動運動は、第 2の実施形態のものと同 様に、ピストンロッド 36を介して、片頭形のピストン 37の往復運動に変換される。この 主軸 31はハウジング 38内で、ラジアル方向を本発明に係る 2つのシェル型針状ころ 軸受 1で支持され、スラスト方向をスラスト針状ころ軸受 39で支持されている。
[0064] 図 10は、本発明に係るピストンポンプ駆動部の支持構造を採用した自動車の ABS 用ピストンポンプ 41と、これを駆動する電動モータ 42を示す。電動モータ 42の出力 軸であるァーマチュア 43のァーマチュアシャフト 44は、ポンプハウジング 45にピスト ンポンプ 41と直角に形成された凹部 45aに一対の玉軸受 46で支持され、その偏心 部 44aに嵌着された本発明に係るシェル型針状ころ軸受 1に、ピストンポンプ 41のピ ストン 47が衝合支持されている。したがって、電動モータ 42を回転駆動することによ り、シェル型針状ころ軸受 1に衝合支持されたピストン 47が往復駆動され、ブレーキ 液がポンプハウジング 45に設けられた吸引口 48力ら吸引されて、吐出口 49から吐 出される。なお、図示は省略するが、吸引口 48はリザーバタンクに接続され、吐出口 49はマスタシリンダに接続される。

Claims

請求の範囲
[1] プレス加工で形成されるシェル型外輪の内径面に沿って、複数の針状ころを配列し たシェル型針状ころ軸受において、前記外輪の内径面の面粗度を外径面の面粗度 よりも細力べしたことを特徴とするシェル型針状ころ軸受。
[2] 前記外輪内径面の周方向面粗度を RaO. 05-0. 3 μ mとした請求項 1に記載のシ ル型針状ころ軸受。
[3] 前記外輪内径面の軸方向面粗度を RaO. 3 μ m以下とした請求項 2に記載のシ ル型針状ころ軸受。
[4] プレス加工で形成されるシェル型外輪の内径面に沿って、複数の針状ころを配列し たシェル型針状ころ軸受において、前記外輪の内径真円度を 10 m以下としたこと を特徴とするシェル型針状ころ軸受。
[5] プレス加工で形成されるシェル型外輪の内径面に沿って、複数の針状ころを配列し たシェル型針状ころ軸受において、前記外輪の筒部偏肉量を 10 m未満としたこと を特徴とするシェル型針状ころ軸受。
[6] 前記外輪の内径面の面粗度を外径面の面粗度よりも細力べする手段、前記外輪の 内径真円度を 10 m以下とする手段、または前記外輪の筒部偏肉量を 10 m未満 とする手段が、前記シェル型外輪を形成するプレス加工にしごき工程を設け、このし ごき工程における前記外輪の外径面となる外径側しごき面での潤滑条件を、略流体 潤滑状態とするものである請求項 1乃至 5のいずれかに記載のシェル型針状ころ軸 受。
[7] 前記プレス加工の絞り工程での絞り回数を 3回以下とし、前記しごき工程を、最終回 の前記絞り工程と同時に行う絞りしごき工程とした請求項 6に記載のシェル型針状こ ろ軸受。
[8] 前記絞り工程での絞り回数を 1回とし、前記しごき工程をこの 1回の絞り工程と同時 に行う絞りしごき工程とした請求項 7に記載のシェル型針状ころ軸受。
[9] 前記シェル型外輪の素材をリン酸塩皮膜処理鋼鈑とした請求項 6乃至 8の 、ずれ かに記載のシェル型針状ころ軸受。
[10] コンプレッサの圧縮動作部材を主軸の回転駆動で動作させ、この主軸のラジアル 荷重をコンプレッサ内に配置された針状ころ軸受で支持するコンプレッサ主軸の支 持構造において、前記針状ころ軸受を、請求項 2乃至 9のいずれかに記載のシェル 型針状ころ軸受としたことを特徴とするコンプレッサ主軸の支持構造。
[11] ピストンポンプの駆動部をモータ出力軸の偏心部に嵌着した針状ころ軸受で衝合 支持するピストンポンプ駆動部の支持構造において、前記針状ころ軸受を、請求項 2 乃至 9のいずれかに記載のシェル型針状ころ軸受としたことを特徴とするピストンボン プ駆動部の支持構造。
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