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WO2018181186A1 - 軸受構造および電動コンプレッサ - Google Patents

軸受構造および電動コンプレッサ Download PDF

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WO2018181186A1
WO2018181186A1 PCT/JP2018/012150 JP2018012150W WO2018181186A1 WO 2018181186 A1 WO2018181186 A1 WO 2018181186A1 JP 2018012150 W JP2018012150 W JP 2018012150W WO 2018181186 A1 WO2018181186 A1 WO 2018181186A1
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WO
WIPO (PCT)
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ring
bearing
housing
peripheral surface
rotating shaft
Prior art date
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Ceased
Application number
PCT/JP2018/012150
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English (en)
French (fr)
Inventor
国彰 飯塚
吉田　隆
達身 猪俣
拓也 小篠
海 飯嶋
良介 湯本
孝志 森
裕司 佐々木
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
IHI Corp
Original Assignee
IHI Corp
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Publication date
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Priority to US16/492,375 priority patent/US20200040903A1/en
Priority to CN201880004998.9A priority patent/CN110073120A/zh
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    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
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    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/05—Shafts or bearings, or assemblies thereof, specially adapted for elastic fluid pumps
    • F04D29/056—Bearings
    • F04D29/059—Roller bearings
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
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    • F04D29/66—Combating cavitation, whirls, noise, vibration or the like; Balancing
    • F04D29/661—Combating cavitation, whirls, noise, vibration or the like; Balancing especially adapted for elastic fluid pumps
    • F04D29/668—Combating cavitation, whirls, noise, vibration or the like; Balancing especially adapted for elastic fluid pumps damping or preventing mechanical vibrations
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C27/00—Elastic or yielding bearings or bearing supports, for exclusively rotary movement
    • F16C27/06—Elastic or yielding bearings or bearing supports, for exclusively rotary movement by means of parts of rubber or like materials
    • F16C27/066—Ball or roller bearings
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C35/00—Rigid support of bearing units; Housings, e.g. caps, covers
    • F16C35/04—Rigid support of bearing units; Housings, e.g. caps, covers in the case of ball or roller bearings
    • F16C35/06—Mounting or dismounting of ball or roller bearings; Fixing them onto shaft or in housing
    • F16C35/07—Fixing them on the shaft or housing with interposition of an element
    • F16C35/077—Fixing them on the shaft or housing with interposition of an element between housing and outer race ring
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B39/00—Component parts, details, or accessories relating to, driven charging or scavenging pumps, not provided for in groups F02B33/00 - F02B37/00

Definitions

  • This disclosure relates to a bearing structure and an electric compressor.
  • the bearing structure described in Patent Document 1 includes a bearing that supports a shaft of a fan motor.
  • An O-ring is mounted in the groove of the outer ring of the bearing.
  • the O-ring is in contact with the housing.
  • a viscous fluid is filled between the two O-rings.
  • the bearing structure described in Patent Document 2 includes a bearing that supports a drive shaft.
  • An O-ring is mounted in the groove of the outer ring of the bearing. High viscosity oil is applied to the outer diameter surface of the outer ring.
  • JP 2000-120669 A Japanese Unexamined Patent Publication No. 2007-211865
  • the crushing margin of the O-ring is set so that the insertion force of the bearing when the bearing equipped with the O-ring is incorporated into the housing is reduced.
  • This insertion force is determined by the radial force and friction coefficient generated by the crushing margin of the O-ring. That is, the insertion force is reduced by reducing the radial force.
  • the coefficient of friction between the inner diameter surface of the housing and the outer diameter surface of the outer ring is reduced, thereby preventing the creep of the outer ring from rolling along the inner diameter surface of the housing.
  • the present disclosure describes a bearing structure that can reliably prevent vibrations from being transmitted to the housing via the bearing.
  • One aspect of the present disclosure is a bearing structure for supporting a rotating shaft of a rotating body housed in a housing with respect to the housing, the rotating shaft being attached to the housing, and the rotating shaft being attached to the housing.
  • a bearing to be supported the bearing having an inner ring through which the rotating shaft is inserted, and an outer ring including an annular groove formed on an outer peripheral surface facing the inner wall surface of the housing, and a bearing disposed in the groove of the outer ring of the bearing
  • An O-ring that protrudes radially outward from the outer peripheral surface and abuts against the inner wall surface of the housing, and a clearance is formed between the inner wall surface of the housing and the outer peripheral surface of the bearing. It is larger than the radial displacement of the O-ring.
  • vibration can be reliably prevented from being transmitted to the housing via the bearing.
  • FIG. 1 is a cross-sectional view illustrating an electric compressor according to an embodiment of the present disclosure.
  • FIG. 2 is an enlarged cross-sectional view showing a part of the bearing structure in FIG.
  • FIG. 3A is a diagram showing the relationship between the crushing margin of the O-ring and the O-ring reaction force
  • FIG. 3B is a diagram showing the relationship between the clearance and the crushing margin of the O-ring.
  • FIG. 4A is a diagram showing the relationship between the clearance and the O-ring reaction force
  • FIG. 4B is a diagram showing the relationship between the clearance and the spring constant of the O-ring.
  • FIG. 5 is a diagram showing the relationship between the clearance and the load displacement amount.
  • FIG. 6A is a diagram showing a clearance range in which an O-ring can be prevented from rotating
  • FIG. 6B is a diagram showing a clearance range in which vibration transmission can be reliably prevented
  • FIG. 7 is a diagram in which FIGS. 6 (a) and 6 (b) are superimposed, and is a diagram illustrating a clearance range in which vibration transmission can be prevented and the outer ring can be prevented from rotating.
  • One aspect of the present disclosure is a bearing structure for supporting a rotating shaft of a rotating body housed in a housing with respect to the housing, the rotating shaft being attached to the housing, and the rotating shaft being attached to the housing.
  • a bearing to be supported the bearing having an inner ring through which the rotating shaft is inserted, and an outer ring including an annular groove formed on an outer peripheral surface facing the inner wall surface of the housing, and a bearing disposed in the groove of the outer ring of the bearing
  • An O-ring that protrudes radially outward from the outer peripheral surface and abuts against the inner wall surface of the housing, and a clearance is formed between the inner wall surface of the housing and the outer peripheral surface of the bearing. It is larger than the radial displacement of the O-ring.
  • the rotating shaft of the rotating body is supported by the bearing structure.
  • An O-ring provided between the outer ring of the bearing and the inner wall surface of the housing functions in the same manner as a spring.
  • the radial displacement is determined based on the mass of the rotating body and the spring constant of the O-ring. Since the clearance formed between the inner wall surface of the housing and the outer peripheral surface of the bearing is larger than the radial displacement amount of the O-ring, the outer ring of the bearing is prevented from coming into contact with the housing. According to this bearing structure, vibration can be reliably prevented from being transmitted to the housing via the bearing.
  • the inner wall surface of the housing, the bearing, and the O-ring are configured such that the frictional force between the inner wall surface of the housing and the O-ring is greater than the rotational force of the rotating body. In this case, rotation of the outer ring of the bearing can be suppressed when the rotating body rotates.
  • the electric compressor according to another aspect of the present disclosure is a housing, a compressor impeller that is attached to an end of the rotating shaft and forms a part of a rotating body, and the rotating shaft is supported with respect to the housing.
  • the bearing structure described in 2. is provided. According to this electric compressor, the outer ring of the bearing is prevented from contacting the housing when the rotating body including the compressor impeller rotates. Therefore, vibration can be reliably prevented from being transmitted to the housing via the bearing, and as a result, generation of vibration and noise in the electric compressor can be suppressed.
  • the electric compressor 1 which concerns on one Embodiment is demonstrated.
  • the electric compressor 1 is applied to an internal combustion engine of a vehicle or a ship, for example.
  • the electric compressor 1 includes a compressor 7.
  • the electric compressor 1 rotates the compressor impeller 8 by the interaction of the rotor portion 13 and the stator portion 14, compresses a fluid such as air, and generates compressed air.
  • the electric compressor 1 may be connected to a supercharger (not shown) applied to an internal combustion engine of a vehicle or a ship, for example. In that case, the electric compressor 1 sends a compressed fluid such as compressed air to the compressor of the supercharger. By combining the electric compressor 1 and the supercharger, the electric compressor 1 helps to start up the supercharger.
  • the electric compressor 1 includes a rotating shaft 12 that is rotatably supported in the housing 2, and a compressor impeller 8 fastened to a distal end portion 12 a of the rotating shaft 12.
  • the housing 2 includes a motor housing 3 that houses the rotor portion 13 and the stator portion 14, and an end wall 3 a that closes an opening on the second end side of the motor housing 3 (right side in the drawing, opposite to the compressor impeller 8).
  • a compressor housing 6 that houses the compressor impeller 8 is provided on the first end side of the motor housing 3 (the left side in the figure, the compressor impeller 8 side).
  • the compressor housing 6 includes a suction port 9, a scroll portion 10, and a discharge port 11.
  • an inverter 19 for supplying current to the stator unit 14 may be provided outside the end wall 3a.
  • the rotor portion 13 is attached to the central portion of the rotating shaft 12 in the axial direction, and includes one or a plurality of permanent magnets (not shown) attached to the rotating shaft 12.
  • the stator portion 14 is attached to the inner surface of the motor housing 3 so as to surround the rotor portion 13 and includes a coil portion (not shown).
  • an alternating current is passed through the coil portion of the stator portion 14, the rotation shaft 12 and the compressor impeller 8 are united and rotate around the rotation axis A by the interaction between the rotor portion 13 and the stator portion 14.
  • the compressor impeller 8 rotates, the compressor 7 sucks external air through the suction port 9, compresses the air through the scroll unit 10, and discharges the compressed air from the discharge port 11.
  • the compressed air discharged from the discharge port 11 is supplied to the internal combustion engine described above.
  • the electric compressor 1 includes two bearings 20 that rotatably support the rotary shaft 12 with respect to the housing 2.
  • the bearing 20 is attached in the motor housing 3 of the housing 2.
  • the bearing 20 supports the rotating shaft 12 with respect to the motor housing 3 by both ends.
  • the first bearing 20 is provided on a sleeve portion 17 formed on the compressor impeller 8 side of the motor housing 3.
  • the second bearing 20 is provided on the sleeve portion 18 that protrudes in the axial direction (compressor impeller 8 side) from the end wall 3a.
  • the compressor impeller 8 is attached to the rotary shaft 12 by a shaft end nut 16 provided at the distal end portion 12 a of the rotary shaft 12.
  • the rotating shaft 12, the compressor impeller 8 fixed to the rotating shaft 12, the rotor portion 13, and the bearing 20 constitute a rotating body C integrally in the housing 2.
  • the rotating shaft 12, the compressor impeller 8, the rotor unit 13, and the bearing 20 each form a part of the rotating body C.
  • the rotating body C is biased to one side in the axial direction while being accommodated in the motor housing 3.
  • An annular wall surface 17b (see FIG. 2) of the sleeve portion 17 is in contact with and in contact with the end surface of the bearing 20 in the axial direction, whereby the rotating body C is positioned in the axial direction.
  • the electric compressor 1 of the present embodiment vibration that may be caused by the rotation of the rotating body C is suppressed. More specifically, transmission of vibration of the rotating body C to the housing 2 is prevented, and as a result, vibration of the electric compressor 1 is suppressed.
  • the electric compressor 1 includes a bearing structure including the bearing 20 described above.
  • the bearing structures provided at two locations in the axial direction with respect to the rotating shaft 12 have the same configuration. Each bearing structure supports the rotating shaft 12 of the rotating body C with respect to the motor housing 3.
  • first bearing 20 and the bearing structure provided on the first end side will be described.
  • a description of the second bearing 20 provided on the second end side and the bearing structure is omitted.
  • the arrangement of the second bearing 20 with respect to the sleeve portion 18 may be the same as the arrangement of the first bearing 20 with respect to the sleeve portion 17.
  • the bearing 20 is, for example, a ball bearing. More specifically, the bearing 20 is, for example, a grease lubricated radial bearing. The bearing 20 may be a deep groove bearing or an angular bearing.
  • the bearing 20 includes an inner ring 21 through which the rotary shaft 12 is inserted, and an outer ring 22 that can rotate relative to the inner ring 21 via a plurality of balls 23.
  • the inner ring 21 is press-fitted into the rotary shaft 12.
  • the inner peripheral surface 21 a of the inner ring 21 is in contact with the outer peripheral surface 12 b of the rotating shaft 12.
  • the end surface on the compressor impeller 8 side of the inner ring 21 may abut on the end surface perpendicular to the rotation axis A in the boss portion 8 a of the compressor impeller 8.
  • the sleeve portion 17 of the motor housing 3 includes a cylindrical inner peripheral surface (inner wall surface) 17a facing inward in the radial direction.
  • the sleeve portion 17 supports the outer ring 22.
  • the outer ring 22 includes an outer peripheral surface 22a facing the inner peripheral surface 17a of the sleeve portion 17, and two annular groove portions 22c formed on the outer peripheral surface 22a.
  • the diameter of the outer peripheral surface 22 a of the outer ring 22 is smaller than the inner peripheral surface 17 a of the sleeve portion 17.
  • a cylindrical clearance B is formed between the inner peripheral surface 17 a of the sleeve portion 17 and the outer peripheral surface 22 a of the outer ring 22.
  • An end surface of the outer ring 22 on the compressor impeller 8 side may abut on a wall surface 17b perpendicular to the rotation axis A in an annular portion disposed on the outer peripheral side of the boss portion 8a of the compressor impeller 8. Note that the shape of the clearance B can be changed according to the displacement of the rotating body C when the electric compressor 1 is operated.
  • the two groove portions 22c are formed so as to be separated in the axial direction. Each groove portion 22c is continuous with the outer peripheral surface 22a and is opened outward in the radial direction.
  • An annular O-ring 30 is disposed in each groove 22c.
  • the O-ring 30 is directly fitted into the outer ring 22.
  • the O-ring 30 is made of an elastic material.
  • the O-ring 30 is made of rubber, for example.
  • the inner peripheral surface of the O-ring 30 fitted into the groove 22c is in contact with the bottom surface of the groove 22c. A part of the outer peripheral side of the O-ring 30 protrudes outward in the radial direction from the outer peripheral surface 22a.
  • An annular outer peripheral end surface farthest from the rotation axis A in the O-ring 30 is in contact with the inner peripheral surface 17 a of the sleeve portion 17.
  • the O-ring 30 has, for example, a circular cross section in a natural state (a state in which no external force is received) before being disposed between the bearing 20 and the sleeve portion 17.
  • the O-ring 30 sandwiched between the groove portion 22c of the bearing 20 and the inner peripheral surface 17a of the sleeve portion 17 is compressed (crushed).
  • the compressed O-ring 30 has, for example, a non-circular cross section.
  • the size of the clearance B described above is set in consideration of the diameter (wire diameter) of the cross section of the O-ring 30, the crushing allowance of the O-ring 30, and the spring characteristics of the crushed O-ring 30.
  • the size of the clearance B is not limited to these elements, and may be set in consideration of the hardness (hardness) of the O-ring 30, for example.
  • the term “crushing allowance” has the same concept as “crushing amount” or “crushing rate”.
  • the term “crush” is the same concept as “compression”.
  • F reaction force of the O-ring 30 x: crushing allowances a, b, c of the O-ring 30: coefficient when the wire diameter of the O-ring 30 is 1 mm (however, the coefficient varies depending on the material and / or hardness, etc.)
  • D wire diameter of the O-ring 30 d0: diameter ⁇ of the O-ring 30: coefficient.
  • the crushing amount x of the O-ring 30 is expressed by the following equation (2) from the dimensional relationship shown in FIG. here, X: Diameter of the bottom surface of the groove portion 22c Y: Inner diameter of the sleeve portion 17.
  • the size ⁇ in the radial direction of the clearance B is also expressed by the following formula (3) from the dimensional relationship shown in FIG. here, Z: outer diameter of outer ring 22 (diameter of outer peripheral surface 22a) It is.
  • the relationship between the radial size ⁇ of the clearance B and the crushing allowance x of the O-ring 30 is expressed by the following equation (4).
  • the expression (4) is expressed as shown in FIG.
  • the wire diameter D is shown for the compressed O-ring 30 so that the structure can be easily imagined with reference to the drawing, but this is not strictly accurate.
  • the wire diameter D is the diameter of the linear portion of the O-ring 30 in the natural state.
  • the dimensions X, Y, and Z are diameters with respect to the rotation axis A, respectively.
  • the condition for preventing the outer ring 22 (and the O-ring 30) from rotating is that the frictional force Fr is larger than the rotational force Ft. That is, the establishment of the following expression (5) is the first condition.
  • the inner peripheral surface 17 a of the sleeve portion 17 of the motor housing 3, the bearing 20 and the O-ring 30 are such that the frictional force Fr between the inner peripheral surface 17 a and the O-ring 30 is greater than the rotational force Ft of the rotating body C. It is configured.
  • the accompanying phenomenon of the outer ring 22 is prevented when the clearance range is 1.0 or more.
  • K Spring constant of the O-ring 30
  • Mg Load applied to the bearing 20 (rotor mass load + eccentric load + vibration load received by the bearing 20)
  • g Gravitational acceleration.
  • Equation (8) is established.
  • the condition for the outer ring 22 not to hit the sleeve portion 17 is that the radial size ⁇ of the clearance B is larger than the displacement amount r. Therefore, from the expressions (3) and (8), the establishment of the following expression (9) is the second condition.
  • the clearance range is the range indicated by the arrows in the figure. There is a need. Further, as shown in FIG. 6B, in order to effectively suppress vibration from the second condition, the clearance range needs to be a range indicated by an arrow in the drawing.
  • the clearance B in the range indicated by the arrow in FIG. 7 is set. Is done.
  • the size ⁇ of the clearance B is set in a range where both rotation prevention and vibration suppression are compatible in consideration of the rotational load and the load applied to the O-ring 30 as described above. The feature of this embodiment is that both of these are satisfied.
  • the rotating shaft 12 of the rotating body C is supported by the bearing structure.
  • An O-ring 30 provided between the outer ring 22 of the bearing 20 and the inner peripheral surface 17a of the motor housing 3 functions in the same manner as a spring against a radial load.
  • the amount of radial displacement is determined based on the mass of the rotating body C, the eccentric load, vibration, and the spring constant of the O-ring 30. Since the clearance B formed between the inner peripheral surface 17a of the housing 2 and the outer peripheral surface 22a of the bearing 20 is larger than the radial displacement amount of the O-ring 30, the outer ring 22 of the bearing 20 contacts the sleeve portion 17. Is prevented. According to this bearing structure, vibration can be reliably prevented from being transmitted to the housing 2 via the bearing 20. An impact load is not applied to the sleeve portion 17 but a damped load is applied.
  • the outer ring 22 of the bearing 20 is prevented from coming into contact with the housing 2 when the rotating body C including the compressor impeller 8 rotates. Therefore, it is possible to reliably prevent vibration from being transmitted to the housing 2 via the bearing 20, and as a result, generation of vibration and noise in the electric compressor 1 can be suppressed.
  • this invention is not limited to the said embodiment.
  • two bearings 20 are provided, and the bearing structure described above may not be provided for one of them.
  • One of the two bearings 20 may be omitted.
  • the bearing structure may be provided only on the first end side of the rotating shaft 12 or may be provided only on the second end side of the rotating shaft 12.
  • the relationship between the frictional force between the inner peripheral surface 17a and the O-ring 30 and the rotational force of the rotating body C may not satisfy the relationship described in the above embodiment. That is, a bearing structure that satisfies the second condition but does not satisfy the first condition may be employed. Even in such a case, the effect of reliably preventing vibrations from being transmitted to the housing 2 is achieved.
  • the cross-sectional shape of the O-ring 30 is not limited to a circle.
  • vibration can be reliably prevented from being transmitted to the housing via the bearing.

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  • Supercharger (AREA)
  • Mounting Of Bearings Or Others (AREA)
  • Rolling Contact Bearings (AREA)

Abstract

本開示の軸受構造は、回転軸と、ハウジング内に取り付けられ、ハウジングに対して回転軸を支持する軸受であって、回転軸が挿通される内輪と、ハウジングの内壁面に対面する外周面に形成された環状の溝部を含む外輪と、を有する軸受と、軸受の外輪の溝部に配置され、外周面よりも径方向の外側に突出してハウジングの内壁面に当接するＯリングと、を備える。ハウジングの内壁面と軸受の外周面との間にはクリアランスが形成されている。クリアランスは、Ｏリングの径方向の変位量よりも大きい。

Description

軸受構造および電動コンプレッサ
　本開示は、軸受構造および電動コンプレッサに関する。
　従来、特許文献１，２に記載された軸受構造が知られている。特許文献１に記載された軸受構造は、ファンモータの軸を支持する軸受を備えている。軸受の外輪の溝には、Ｏリングが装着されている。Ｏリングはハウジングと接触している。２本のＯリングの間には粘性流体が充填されている。特許文献２に記載された軸受構造は、駆動軸を支持する軸受を備えている。軸受の外輪の溝には、Ｏリングが装着されている。外輪の外径面には、高粘度油が塗布されている。
特開2000-120669号公報 特開2007-211865号公報
　特許文献１に記載された軸受構造では、Ｏリングが装着された軸受をハウジングに組み込む際の軸受の挿入力が小さくなるように、Ｏリングのつぶし代が設定される。この挿入力は、Ｏリングのつぶし代によって生じるラジアル方向の力と摩擦係数とによって決まる。つまり、ラジアル方向の力を小さくすることで、挿入力が小さくなる。その結果、軸受の組み込み時の作業性が良くなる。特許文献２に記載された軸受構造では、ハウジングの内径面と外輪の外径面との間の摩擦係数が小さくなり、それによって外輪がハウジングの内径面に沿って転がろうとするクリープが防止される。
　上記した従来の技術では、回転体の振動が軸受を介してハウジングに伝達されることを確実に防止できないおそれがある。たとえば、振動に起因して軸受の外輪がハウジングに接触してしまうと、振動はより大きく伝達されてしまう。本開示は、軸受を介して振動がハウジングに伝達されることを確実に防止できる軸受構造を説明する。
　本開示の一態様は、ハウジング内に収容された回転体の回転軸をハウジングに対して支持するための軸受構造であって、回転軸と、ハウジング内に取り付けられ、ハウジングに対して回転軸を支持する軸受であって、回転軸が挿通される内輪と、ハウジングの内壁面に対面する外周面に形成された環状の溝部を含む外輪と、を有する軸受と、軸受の外輪の溝部に配置され、外周面よりも径方向の外側に突出してハウジングの内壁面に当接するＯリングと、を備え、ハウジングの内壁面と軸受の外周面との間にはクリアランスが形成されており、クリアランスは、Ｏリングの径方向の変位量よりも大きい。
　本開示の一態様によれば、軸受を介して振動がハウジングに伝達されることを確実に防止できる。
図１は、本開示の一実施形態に係る電動コンプレッサを示す断面図である。 図２は、図１中の軸受構造の一部を拡大して示す断面図である。 図３（ａ）はＯリングのつぶし代とＯリング反力との関係を示す図、図３（ｂ）はクリアランスとＯリングのつぶし代との関係を示す図である。 図４（ａ）はクリアランスとＯリング反力との関係を示す図、図４（ｂ）はクリアランスとＯリングのばね定数との関係を示す図である。 図５は、クリアランスと荷重変位量との関係を示す図である。 図６（ａ）はＯリングに外輪の回り止め機能を生じさせ得るクリアランスの範囲を示す図、図６（ｂ）は振動の伝達を確実に防止し得るクリアランスの範囲を示す図である。 図７は、図６（ａ）および図６（ｂ）を重ね合わせた図であり、振動の伝達防止と外輪の回り止めとを両立させ得るクリアランスの範囲を示す図である。
　本開示の一態様は、ハウジング内に収容された回転体の回転軸をハウジングに対して支持するための軸受構造であって、回転軸と、ハウジング内に取り付けられ、ハウジングに対して回転軸を支持する軸受であって、回転軸が挿通される内輪と、ハウジングの内壁面に対面する外周面に形成された環状の溝部を含む外輪と、を有する軸受と、軸受の外輪の溝部に配置され、外周面よりも径方向の外側に突出してハウジングの内壁面に当接するＯリングと、を備え、ハウジングの内壁面と軸受の外周面との間にはクリアランスが形成されており、クリアランスは、Ｏリングの径方向の変位量よりも大きい。
　この軸受構造によれば、回転体の回転軸は、軸受構造によって支持される。軸受の外輪とハウジングの内壁面との間に設けられたＯリングは、ばねと同様の働きをする。回転体が回転すると、回転体の質量とＯリングのばね定数とに基づいて径方向の変位量が決まる。ハウジングの内壁面と軸受の外周面との間に形成されたクリアランスは、Ｏリングの径方向の変位量よりも大きいので、軸受の外輪がハウジングに接触することが防止される。この軸受構造によれば、軸受を介して振動がハウジングに伝達されることを確実に防止できる。
　いくつかの態様において、ハウジングの内壁面、軸受およびＯリングは、ハウジングの内壁面とＯリングとの間の摩擦力が回転体の回転力よりも大きくなるように構成されている。この場合、回転体が回転した場合に、軸受の外輪が回転することを抑制できる。
　本開示の別の態様に係る電動コンプレッサは、ハウジングと、回転軸の端部に取り付けられて回転体の一部をなすコンプレッサインペラと、回転軸をハウジングに対して支持するための請求項１または２に記載の軸受構造と、を備える。この電動コンプレッサによれば、コンプレッサインペラを含む回転体が回転した場合に、軸受の外輪がハウジングに接触することが防止される。よって、軸受を介して振動がハウジングに伝達されることを確実に防止でき、その結果として、電動コンプレッサにおける振動や騒音の発生を抑制できる。
　以下、本開示の実施形態について、図面を参照しながら説明する。なお、図面の説明において同一要素には同一符号を付し、重複する説明は省略する。以下の説明において、「軸方向」または「径方向」という場合、回転軸１２が基準とされる。
　図１を参照して、一実施形態に係る電動コンプレッサについて説明する。電動コンプレッサ１は、たとえば車両や船舶の内燃機関に適用されるものである。電動コンプレッサ１は、コンプレッサ７を備えている。電動コンプレッサ１は、ロータ部１３およびステータ部１４の相互作用によってコンプレッサインペラ８を回転させ、空気等の流体を圧縮し、圧縮空気を発生させる。
　電動コンプレッサ１は、たとえば車両や船舶の内燃機関に適用された過給機（図示せず）に接続されてもよい。その場合、電動コンプレッサ１は、過給機のコンプレッサに対して圧縮空気等の圧縮流体を送る。電動コンプレッサ１と過給機とが組み合わせられることにより、電動コンプレッサ１は、過給機の立ち上げを助ける。
　電動コンプレッサ１は、ハウジング２内で回転可能に支持された回転軸１２と、回転軸１２の先端部１２ａに締結されたコンプレッサインペラ８とを備える。ハウジング２は、ロータ部１３およびステータ部１４を収納するモータハウジング３と、モータハウジング３の第２端側（図示右側、コンプレッサインペラ８と反対側）の開口を閉鎖する端壁３ａとを備える。モータハウジング３の第１端側（図示左側、コンプレッサインペラ８側）には、コンプレッサインペラ８を収納するコンプレッサハウジング６が設けられている。コンプレッサハウジング６は、吸入口９と、スクロール部１０と、吐出口１１とを含んでいる。端壁３ａの外側には、たとえば、ステータ部１４に電流を供給するためのインバータ１９が設けられてもよい。
　ロータ部１３は、回転軸１２の軸方向の中央部に取り付けられており、回転軸１２に取り付けられた１または複数の永久磁石（図示せず）を含む。ステータ部１４は、ロータ部１３を包囲するようにしてモータハウジング３の内面に取り付けられており、コイル部（図示せず）を含む。ステータ部１４のコイル部に交流電流が流されると、ロータ部１３およびステータ部１４の相互作用によって、回転軸１２とコンプレッサインペラ８とが一体になって回転軸線Ａを中心に回転する。コンプレッサインペラ８が回転すると、コンプレッサ７は、吸入口９を通じて外部の空気を吸入し、スクロール部１０を通じて空気を圧縮し、圧縮空気を吐出口１１から吐出する。吐出口１１から吐出された圧縮空気は、前述の内燃機関に供給される。
　電動コンプレッサ１は、ハウジング２に対して回転軸１２を回転可能に支持する２個の軸受２０を備える。軸受２０は、ハウジング２のモータハウジング３内に取り付けられている。軸受２０は、モータハウジング３に対して、回転軸１２を両持ちで支持している。第１の軸受２０は、モータハウジング３のコンプレッサインペラ８側に形成されたスリーブ部１７に設けられている。第２の軸受２０は、端壁３ａから軸方向（コンプレッサインペラ８側）に突出するスリーブ部１８に設けられている。例えば回転軸１２の先端部１２ａに設けられた軸端ナット１６によって、コンプレッサインペラ８は回転軸１２に取り付けられている。
　回転軸１２と、回転軸１２に固定されたコンプレッサインペラ８、ロータ部１３および軸受２０とは、ハウジング２内で一体となって回転体Ｃを構成している。回転軸１２、コンプレッサインペラ８、ロータ部１３および軸受２０は、それぞれ、回転体Ｃの一部をなす。回転体Ｃは、モータハウジング３内に収容された状態で、軸方向の一方に付勢されている。スリーブ部１７の円環状の壁面１７ｂ（図２参照）が軸受２０の軸方向の端面に対面および当接しており、これにより、軸方向における回転体Ｃの位置決めがなされている。
　本実施形態の電動コンプレッサ１では、回転体Ｃの回転に起因して生じ得る振動の抑制が図られている。より詳しくは、ハウジング２に対する回転体Ｃの振動の伝達が防止されており、その結果として、電動コンプレッサ１の振動が抑制されている。振動の伝達を防止するため、電動コンプレッサ１は、上記した軸受２０を含む軸受構造を備える。回転軸１２に対して軸方向の２箇所に設けられた軸受構造は、同様の構成を備える。各軸受構造は、モータハウジング３に対して回転体Ｃの回転軸１２を支持する。
　以下、第１端側に設けられた第１の軸受２０および軸受構造について説明する。第２端側に設けられた第２の軸受２０および軸受構造についての説明は省略される。スリーブ部１８に対する第２の軸受２０の配置は、スリーブ部１７に対する第１の軸受２０の配置と同じであってもよい。
　軸受２０は、たとえば、玉軸受である。より詳細には、軸受２０は、たとえば、グリース潤滑式のラジアル軸受である。軸受２０は、深溝軸受であってもよく、アンギュラ軸受であってもよい。
　図２に示されるように、軸受２０は、回転軸１２が挿通された内輪２１と、複数の玉２３を介して内輪２１に対して相対回転可能な外輪２２とを含んでいる。内輪２１は、たとえば、回転軸１２に圧入されている。内輪２１の内周面２１ａは、回転軸１２の外周面１２ｂに当接している。内輪２１のコンプレッサインペラ８側の端面は、コンプレッサインペラ８のボス部８ａにおける回転軸線Ａに垂直な端面に当接してもよい。
　上記したモータハウジング３のスリーブ部１７は、径方向の内方を向く円筒状の内周面（内壁面）１７ａを含む。スリーブ部１７は、外輪２２を支える。外輪２２は、スリーブ部１７の内周面１７ａに対面する外周面２２ａと、外周面２２ａに形成された２つの円環状の溝部２２ｃとを含む。外輪２２の外周面２２ａの直径は、スリーブ部１７の内周面１７ａよりも小さい。スリーブ部１７の内周面１７ａと外輪２２の外周面２２ａとの間には、たとえば円筒状のクリアランスＢが形成されている。外輪２２のコンプレッサインペラ８側の端面は、コンプレッサインペラ８のボス部８ａの外周側に配置された環状部における回転軸線Ａに垂直な壁面１７ｂに当接してもよい。なお、クリアランスＢの形状は、電動コンプレッサ１の運転時、回転体Ｃの変位に応じて変化し得る。
　２つの溝部２２ｃは、軸方向に離間するように形成されている。各溝部２２ｃは、外周面２２ａに連続しており、径方向の外方に向けて開放している。各溝部２２ｃには、円環状のＯリング３０が配置されている。Ｏリング３０は、外輪２２に直接に嵌め込まれている。Ｏリング３０は、弾性材料からなる。Ｏリング３０は、たとえばゴム製である。溝部２２ｃに嵌め込まれたＯリング３０の内周面は溝部２２ｃの底面に当接している。Ｏリング３０の外周側の一部は、外周面２２ａよりも径方向の外側に突出している。Ｏリング３０のうち回転軸線Ａからもっとも遠い円環状の外周端面は、スリーブ部１７の内周面１７ａに当接している。
　Ｏリング３０は、軸受２０とスリーブ部１７との間に配置される前の自然状態（何も外力を受けない状態）において、たとえば円形の断面を有する。軸受２０の溝部２２ｃとスリーブ部１７の内周面１７ａとに挟まれたＯリング３０は、圧縮されている（つぶれている）。圧縮されたＯリング３０は、たとえば非円形の断面を有する。上記したクリアランスＢの大きさは、Ｏリング３０の断面の直径（線径）と、Ｏリング３０のつぶし代と、つぶされたＯリング３０のばね特性とを考慮して設定されている。クリアランスＢの大きさは、これらの要素に限られず、たとえばＯリング３０の硬度（硬さ）を考慮して設定されてもよい。なお、「つぶし代」との用語は、「つぶし量」または「つぶし率」と同じ概念である。「つぶし」との用語は、「圧縮」と同じ概念である。
　図３～図７を参照して、クリアランスＢの大きさの考え方について説明する。まず図３（ａ）に示されるように、Ｏリング３０の３種類の線径を考えた場合、同じつぶし代でも、線径、内径、硬度によって反力は異なる。図３（ａ）に示される各曲線の接線Ｌの傾きは、Ｏリング３０のばね定数である。
　この関係は、以下の式（１）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
 ここで、
Ｆ：Ｏリング３０の反力
ｘ：Ｏリング３０のつぶし代
ａ，ｂ，ｃ：Ｏリング３０の線径１ｍｍの時の係数（ただし、材料および／または硬度等により係数は異なる）
Ｄ：Ｏリング３０の線径
ｄ０：Ｏリング３０の直径
κ：係数
である。
　ここで、Ｏリング３０のつぶし代ｘは、図２に示される寸法関係から、以下の式（２）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000002
 ここで、
Ｘ：溝部２２ｃの底面の直径
Ｙ：スリーブ部１７の内径
である。
　クリアランスＢの径方向の大きさδも、図２に示される寸法関係から、以下の式（３）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000003
 ここで、
Ｚ：外輪２２の外径（外周面２２ａの直径）
である。
　式（２）および式（３）より、クリアランスＢの径方向の大きさδとＯリング３０のつぶし代ｘの関係は、以下の式（４）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000004
 ここで、溝部２２ｃの座面の直径Ｘ、Ｏリング３０の線径Ｄおよび外輪２２の外径Ｚが、決まった値の場合、式（４）は、図３（ｂ）のように表される。なお、図２では、図を参照して構造が想像されやすいように、圧縮された状態のＯリング３０に対して線径Ｄが示されているが、これは厳密には正確ではない。線径Ｄは、自然状態におけるＯリング３０の線状部分の直径である。また、寸法Ｘ，Ｙ，およびＺは、それぞれ、回転軸線Ａを基準とする直径である。
　図３（ｂ）に示されるように、クリアランスＢの径方向の大きさδが大きくなると、Ｏリング３０のつぶし代ｘは小さくなる。また、図３（ａ）の関係と図３（ｂ）の関係に基づけば、図４（ａ）に示されるように、クリアランスＢの径方向の大きさδが大きくなると、Ｏリング３０のばね力は小さくなる。さらに、Ｏリング３０とスリーブ部１７の内周面１７ａとの間の摩擦力Ｆｒは、Ｏリング３０の摩擦係数μと回転軸１２のＯリング３０のばね力Ｆによる抗力との積である。したがって、ばね力Ｆが小さくなると、摩擦力Ｆｒも小さくなる。
　一方、回転軸１２の回転により軸受２０の内輪２１と外輪２２との境界部に生じる回転方向の摩擦トルクＴｆを外輪２２の外周面２２ａの回転軸線Ａを基準とする半径Ｒで除した値を回転力Ｆｔとする。この摩擦トルクＴｆは回転軸１２の回転数の他、グリースの粘性ν、転動体ころがり摩擦等によって変化し得る。
ここで、外輪２２（およびＯリング３０）が回転しないための条件は、摩擦力Ｆｒが、回転力Ｆｔよりも大きいことである。つまり、以下の式（５）の成立が第１条件となる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000005
 　モータハウジング３のスリーブ部１７の内周面１７ａ、軸受２０およびＯリング３０は、その内周面１７ａとＯリング３０との間の摩擦力Ｆｒが回転体Ｃの回転力Ｆｔよりも大きくなるように構成されている。図６（ａ）において、１．０以上となるクリアランス範囲の時、外輪２２の連れ周り現象は防止される。
　一方、ばね定数Ｋは、式（１）の傾き（すなわち式（１）の微分）であるので、以下の式（６）が成り立つ。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000006
　ここで、図３（ｂ）の関係（式（４））から、クリアランスＢの径方向の大きさδが大きくなると、Ｏリング３０のつぶし代ｘが小さくなる。また、式（６）より、Ｏリング３０のつぶし代ｘが小さくなると、ばね定数Ｋは小さくなる。従って、図４（ｂ）に示されるように、クリアランスＢ（大きさδ）が大きくなると、ばね定数Ｋは小さくなる。
　変位量ｒは、Ｍ＊ｇ＊ｒ＝１／２＊Ｋ＊ｒ２の関係から、以下の式（７）で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000007
 ここで、
Ｋ：Ｏリング３０のばね定数
Ｍｇ：軸受２０にかかる荷重（軸受２０が受けるロータ質量荷重＋偏心荷重＋振動荷重等）
ｇ：重力加速度
である。
　式（２）および式（６）を式（７）に代入することにより、以下の式（８）が成り立つ。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000008
　外輪２２がスリーブ部１７に当たらないための条件は、クリアランスＢの径方向の大きさδが、変位量ｒより大きいことである。したがって、式（３）および式（８）から、以下の式（９）の成立が第２条件となる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000009
式（９）より、
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000010
 が成り立てばよい。これは、図６（ｂ）に矢印で示される範囲となる。
　図４（ａ）に示されるように、荷重が同じでも、クリアランスＢが大きくなるとばね力が小さくなり、それに伴って荷重変位量が大きくなる。図５に示されるように、変位量ｒ（荷重変位量）がクリアランスＢの大きさδよりも大きくなった場合は、荷重変位が生じた際、軸受２０の外輪２２の外周面２２ａがスリーブ部１７の内周面１７ａに当接してしまう。このことは振動や騒音の原因になり得る。
　そこで、式（１０）に示される関係（第２条件）が成り立っていれば、外輪２２の外周面２２ａはスリーブ部１７の内周面１７ａに当接しないことになる。
　そして、図６（ａ）に示されるように、上記第１条件より、Ｏリング３０を外輪２２の回り止めとして機能させるためには、クリアランスの範囲は、図中の矢印で示される範囲である必要がある。また、図６（ｂ）に示されるように、上記第２条件より、振動を効果的に抑えるためには、クリアランスの範囲は、図中の矢印で示される範囲である必要がある。
　図６（ａ）および図６（ｂ）より、第１条件すなわち外輪２２の回り止めと、第２条件すなわち振動抑制を両立するためには、図７において矢印で示される範囲のクリアランスＢが設定される。本実施形態では、このように、回転荷重とＯリング３０にかかる荷重とを考慮して、回り止めと振動抑制が両立する範囲にクリアランスＢの大きさδが設定される。これらを両立させている点が本実施形態の特徴である。
　本実施形態によれば、回転体Ｃの回転軸１２は、軸受構造によって支持される。軸受２０の外輪２２とモータハウジング３の内周面１７ａとの間に設けられたＯリング３０は、半径方向の荷重に対して、ばねと同様の働きをする。回転体Ｃが回転すると、回転体Ｃの質量、偏芯荷重、振動等とＯリング３０のばね定数とに基づいて径方向の変位量が決まる。ハウジング２の内周面１７ａと軸受２０の外周面２２ａとの間に形成されたクリアランスＢは、Ｏリング３０の径方向の変位量よりも大きいので、軸受２０の外輪２２がスリーブ部１７に接触することが防止される。この軸受構造によれば、軸受２０を介して振動がハウジング２に伝達されることを確実に防止できる。スリーブ部１７には、衝撃荷重が加わることはなく、ダンピングされた荷重が加わる。
　上記した特許文献では、Ｏリングのばね力と回転摩擦力が考慮されている文献が見られる。しかし、振動抑制に関して、荷重変位量とクリアランスの関係に着目してＯリングのつぶし代を設定する点については何ら開示されていない。本実施形態では、これらの２点に着目してＯリング３０のつぶし代が設定されており、振動低減と回り止め機能との両立という有利な効果が奏される。
　ハウジング２の内周面１７ａとＯリング３０との間の摩擦力は、回転体Ｃの回転力よりも大きいので、回転体Ｃが回転した場合に、軸受２０の外輪２２が回転することを抑制できる。特に、回転数が急激に上昇し得る電動コンプレッサ１においては、外輪２２の回転止めは重要である。
　電動コンプレッサ１によれば、コンプレッサインペラ８を含む回転体Ｃが回転した場合に、軸受２０の外輪２２がハウジング２に接触することが防止される。よって、軸受２０を介して振動がハウジング２に伝達されることを確実に防止でき、その結果として、電動コンプレッサ１における振動や騒音の発生を抑制できる。
　以上、本開示の実施形態について説明したが、本発明は上記実施形態に限られない。たとえば、２個の軸受２０が設けられ、そのうちの１つに対しては上記の軸受構造が設けられなくてもよい。２個の軸受２０のうち１つが省略されてもよい。軸受構造が１箇所のみに設けられる場合、軸受構造は、回転軸１２の第１端側のみに設けられてもよく、回転軸１２の第２端側のみに設けられてもよい。
　内周面１７ａとＯリング３０との間の摩擦力と、回転体Ｃの回転力との関係は上記実施形態に示された関係を満たさなくてもよい。すなわち、第２条件は満たされるが第１条件が満たされないような軸受構造が採用されてもよい。その場合でも、振動がハウジング２に伝達されることを確実に防止されるという効果は奏される。
　Ｏリング３０の断面形状は、円形に限られない。
　本開示のいくつかの態様によれば、軸受を介して振動がハウジングに伝達されることを確実に防止できる。
１　電動コンプレッサ
２　ハウジング
３　モータハウジング
６　コンプレッサハウジング
７　コンプレッサ
８　コンプレッサインペラ
１２　回転軸
１３　ロータ部
１４　ステータ部
１７ａ　内周面（内壁面）
２０　軸受
２１　内輪
２１ａ　内周面
２２　外輪
２２ａ　外周面
２２ｃ　溝部
２３　玉
３０　Ｏリング
Ａ　回転軸線
Ｂ　クリアランス
Ｃ　回転体

Claims (3)

  1. 　ハウジング内に収容された回転体の回転軸を前記ハウジングに対して支持するための軸受構造であって、
    　前記回転軸と、
    　前記ハウジング内に取り付けられ、前記ハウジングに対して前記回転軸を支持する軸受であって、前記回転軸が挿通される内輪と、前記ハウジングの内壁面に対面する外周面に形成された環状の溝部を含む外輪と、を有する軸受と、
    　前記軸受の前記外輪の前記溝部に配置され、前記外周面よりも径方向の外側に突出して前記ハウジングの前記内壁面に当接するＯリングと、を備え、
    　前記ハウジングの前記内壁面と前記軸受の前記外周面との間にはクリアランスが形成されており、前記クリアランスは、前記Ｏリングの前記径方向の変位量よりも大きい、軸受構造。
  2. 　前記ハウジングの前記内壁面、前記軸受および前記Ｏリングは、前記ハウジングの前記内壁面と前記Ｏリングとの間の摩擦力が前記回転体の回転力よりも大きくなるように構成されている、請求項１に記載の軸受構造。
  3. 　前記ハウジングと、
    　前記回転軸の端部に取り付けられて前記回転体の一部をなすコンプレッサインペラと、
    　前記回転軸を前記ハウジングに対して支持するための請求項１または２に記載の軸受構造と、を備える、電動コンプレッサ。
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