CN110073120A

CN110073120A - 轴承构造以及电动压缩机

Info

Publication number: CN110073120A
Application number: CN201880004998.9A
Authority: CN
Inventors: 饭塚国彰; 吉田隆; 猪俣达身; 小篠拓也; 饭嶋海; 汤本良介; 森孝志; 佐佐木裕司
Original assignee: IHI Corp
Current assignee: IHI Corp
Priority date: 2017-03-31
Filing date: 2018-03-26
Publication date: 2019-07-30
Also published as: JPWO2018181186A1; US20200040903A1; WO2018181186A1; DE112018001791T5; JP6725064B2

Abstract

本发明涉及轴承构造以及电动压缩机，本发明的轴承构造具备：旋转轴；轴承，其安装于外壳内且相对于外壳支承旋转轴，该轴承具有：内圈，其供旋转轴插通；外圈，其包括在面对外壳的内壁面的外周面形成的环状的槽部；O型环，其配置于轴承的外圈的槽部，向比外周面的位置靠径向的外侧突出并与外壳的内壁面抵接。在外壳的内壁面与轴承的外周面之间形成有间隙。间隙比O型环的径向的位移量大。

Description

轴承构造以及电动压缩机

技术领域

本发明涉及轴承构造以及电动压缩机。

背景技术

以往，公知有专利文献1、2记载的轴承构造。专利文献1记载的轴承构造具备支承风扇马达的轴的轴承。在轴承的外圈的槽安装有O型环。O型环与外壳接触。在两个O型环之间填充有粘性流体。专利文献2记载的轴承构造具备支承驱动轴的轴承。在轴承的外圈的槽安装有O型环。在外圈的外径面涂覆有高粘度油。

专利文献1：日本特开2000-120669号公报

专利文献2：日本特开2007-211865号公报

在专利文献1记载的轴承构造中，以使安装有O型环的轴承组装于外壳时轴承的插入力减小的方式，设定O型环的压扁余量。该插入力通过由O型环的压扁余量产生的径向的力和摩擦系数来决定。即、通过减小径向的力，而使插入力变小。其结果，轴承组装时的作业性良好。在专利文献2记载的轴承构造中，外壳的内径面与外圈的外径面之间的摩擦系数减小，由此防止外圈试图沿着外壳的内径面滚动的蠕变。

在上述的现有技术中，有可能无法切实地防止旋转体的振动经由轴承而向外壳传递。例如若因振动而导致轴承的外圈与外壳接触，则振动被更多地传递。本发明对能够切实地防止振动经由轴承而向外壳传递的轴承构造进行说明。

发明内容

本发明的一个方式是一种轴承构造，用于将收纳于外壳内的旋转体的旋转轴相对于外壳进行支承，其中，具备：旋转轴；轴承，其安装于外壳内且相对于外壳支承旋转轴，该轴承具有：内圈，其供旋转轴插通；外圈，其包括在面对外壳的内壁面的外周面形成的环状的槽部；以及O型环，其配置于轴承的外圈的槽部，向比外周面的位置靠径向的外侧突出并与外壳的内壁面抵接，在外壳的内壁面与轴承的外周面之间形成有间隙，间隙比O型环的径向的位移量大。

根据本发明的一个方式，能够切实地防止振动经由轴承而向外壳传递。

附图说明

图1是表示本发明的一个实施方式的电动压缩机的剖视图。

图2是将图1中的轴承构造的一部分放大表示的剖视图。

图3的(a)是表示O型环的压扁余量与O型环反作用力的关系的图，

图3的(b)是表示间隙与O型环的压扁余量的关系的图。

图4的(a)是表示间隙与O型环反作用力的关系的图，图4的(b)是表示间隙与O型环的弹簧常数的关系的图。

图5是表示间隙与载荷位移量的关系的图。

图6的(a)是表示能够使O型环产生外圈的止转功能的间隙的范围的图，图6的(b)是表示能够切实地防止振动的传递的间隙的范围的图。

图7是将图6的(a)以及图6的(b)重叠后的图，是表示能够兼得防止振动的传递和外圈的止转的间隙的范围的图。

具体实施方式

根据该轴承构造，旋转体的旋转轴被轴承构造支承。设置于轴承的外圈与外壳的内壁面之间的O型环起到与弹簧相同的作用。若旋转体旋转，则基于旋转体的质量与O型环的弹簧常数来决定径向的位移量。形成于外壳的内壁面与轴承的外周面之间的间隙大于O型环的径向的位移量，因此防止轴承的外圈与外壳接触。根据该轴承构造，能够切实地防止振动经由轴承而向外壳传递。

在几个实施方式中，外壳的内壁面、轴承以及O型环构成为：外壳的内壁面与O型环之间的摩擦力大于旋转体的旋转力。在该情况下，在旋转体旋转的情况下，能够抑制轴承的外圈旋转。

本发明的其他实施方式的电动压缩机具备：外壳；压缩机叶轮，其安装于旋转轴的端部并成为旋转体的一部分；以及权利要求1或2所述的轴承构造，其用于相对于外壳轴承旋转轴。根据该电动压缩机，在包括压缩机叶轮的旋转体旋转的情况下，防止轴承的外圈与外壳接触。因此能够切实地防止振动经由轴承而向外壳传递，其结果能够抑制电动压缩机的振动、噪声的产生。

以下，一边参照附图、一边对本发明的实施方式进行说明。另外，在附图的说明中对相同要素标注相同符号，并省略重复的说明。在以下的说明中，在称为“轴向”或者“径向”的情况下，是以旋转轴12为基准。

参照图1对一个实施方式的电动压缩机进行说明。电动压缩机1例如应用于车辆、船舶的内燃机。电动压缩机1具备压缩机7。电动压缩机1通过转子部13与定子部14的相互作用而使压缩机叶轮8旋转，对空气等流体进行压缩，产生压缩空气。

电动压缩机1例如也可以与应用于车辆、船舶的内燃机的增压器(未图示)连接。在该情况下，电动压缩机1对增压器的压缩机输送压缩空气等压缩流体。通过组合电动压缩机1和增压器，由此电动压缩机1辅助增压器的启动。

电动压缩机1具备：在外壳2内被支承为能够旋转的旋转轴12、和紧固于旋转轴12的前端部12a的压缩机叶轮8。外壳2具备：收纳转子部13以及定子部14的马达外壳3、和封闭马达外壳3的第二端侧(图示右侧，与压缩机叶轮8相反的一侧)的开口的端壁3a。在马达外壳3的第一端侧(图示左侧，压缩机叶轮8侧)设置有收纳压缩机叶轮8的压缩机外壳6。压缩机外壳6包括吸入口9、滚动部10以及排出口11。在端壁3a的外侧例如也可以设置有用于向定子部14供给电流的逆变器19。

转子部13安装于旋转轴12的轴向的中央部，包括安装于旋转轴12的一个或多个永久磁铁(未图示)。定子部14以包围转子部13的方式安装于马达外壳3的内表面，包括线圈部(未图示)。若在定子部14的线圈部中流动交流电流，则利用转子部13与定子部14的相互作用，使旋转轴12与压缩机叶轮8一体地以旋转轴线A为中心旋转。若压缩机叶轮8旋转，则压缩机7通过吸入口9吸入外部的空气，通过滚动部10压缩空气，并从排出口11排出压缩空气。从排出口11排出的压缩空气向上述内燃机供给。

电动压缩机1具备相对于外壳2能够旋转地支承旋转轴12的两个轴承20。轴承20安装于外壳2的马达外壳3内。轴承20相对于马达外壳3，以双支承对旋转轴12进行支承。第一轴承20设置于在马达外壳3的压缩机叶轮8侧形成的套筒部17。第二轴承20设置于从端壁3a沿轴向(压缩机叶轮8侧)突出的套筒部18。例如压缩机叶轮8通过设置于旋转轴12的前端部12a的轴端螺母16而安装于旋转轴12。

旋转轴12、固定于旋转轴12的压缩机叶轮8、转子部13以及轴承20在外壳2内成为一体而构成旋转体C。旋转轴12、压缩机叶轮8、转子部13以及轴承20分别成为旋转体C的一部分。旋转体C在收纳于马达外壳3内的状态下，向轴向的一方施力。套筒部17的圆环状的壁面17b(参照图2)面对轴承20的轴向的端面并抵接，由此进行轴向的旋转体C的定位。

在本实施方式的电动压缩机1中，实现了抑制因旋转体C的旋转而可能产生的振动。更详细地说，防止旋转体C的振动相对于外壳2的传递，其结果抑制电动压缩机1的振动。为了防止振动的传递，电动压缩机1具备包括上述轴承20的轴承构造。相对于旋转轴12而设置于轴向的两个位置的轴承构造具有相同的构成。各轴承构造相对于马达外壳3支承旋转体C的旋转轴12。

以下，对设置于第一端侧的第一轴承20以及轴承构造进行说明。省略对设置于第二端侧的第二轴承20以及轴承构造的说明。第二轴承20相对于套筒部18的配置也可以与第一轴承20相对于套筒部17的配置相同。

轴承20例如是球轴承。更详细而言，轴承20例如是润滑脂润滑式径向轴承。轴承20可以是深槽轴承，也可以是止推轴承。

如图2所示，轴承20包括：供旋转轴12插通的内圈21、和经由多个球23能够相对于内圈21相对旋转的外圈22。内圈21例如被压入旋转轴12。内圈21的内周面21a与旋转轴12的外周面12b抵接。内圈21的压缩机叶轮8侧的端面也可以与压缩机叶轮8的突起部8a的与旋转轴线A垂直的端面抵接。

上述的马达外壳3的套筒部17包括朝向径向的内侧的圆筒状的内周面(内壁面)17a。套筒部17支承外圈22。外圈22包括：面对套筒部17的内周面17a的外周面22a、和形成于外周面22a的两个圆环状的槽部22c。外圈22的外周面22a的直径比套筒部17的内周面17a小。在套筒部17的内周面17a与外圈22的外周面22a之间例如形成有圆筒状的间隙B。外圈22的压缩机叶轮8侧的端面也可以与配置于压缩机叶轮8的突起部8a的外周侧的环状部的与旋转轴线A垂直的壁面17b抵接。另外，间隙B的形状在电动压缩机1运转时，能够根据旋转体C的位移而变化。

两个槽部22c形成为在轴向上分离。各槽部22c与外周面22a连续，并朝向径向的外侧开放。在各槽部22c配置有圆环状的O型环30。O型环30直接嵌入外圈22。O型环30由弹性材料构成。O型环30例如是橡胶制。嵌入至槽部22c的O型环30的内周面与槽部22c的底面抵接。O型环30的外周侧的一部分比外周面22a的位置向径向的外侧突出。O型环30中的距离旋转轴线A最远的圆环状的外周端面，与套筒部17的内周面17a抵接。

O型环30在配置于轴承20与套筒部17之间前的自然状态(没有受到任何外力的状态)下，例如具有圆形的剖面。被轴承20的槽部22c与套筒部17的内周面17a夹着的O型环30被压缩(压扁)。压缩后的O型环30例如具有非圆形的剖面。上述的间隙B的大小考虑O型环30的剖面的直径(线径)、O型环30的压扁余量、以及压缩后的O型环30的弹簧特性来设定。间隙B的大小不限于上述要素，例如也可以考虑O型环30的硬度(硬的程度)来设定。另外“压扁余量”的用语是与“压扁量”或者“压扁率”相同的概念。“压扁”的用语是与“压缩”相同的概念。

参照图3～图7对间隙B的大小的考虑方法进行说明。首先，如图3的(a)所示，在考虑了O型环30的三种线径的情况下，即使是相同的压扁余量，反作用力也因线径、内径、硬度而不同。图3的(a)所示的各曲线的切线L的斜率是O型环30的弹簧常数。

该关系用以下的算式(1)表示。

[算式1]

F＝π*κ/D*d0*(ax²+bx+c)...(1)

在此，

F：O型环30的反作用力

x：O型环30的压扁余量

a、b、c：O型环30的线径1mm时的系数(其中，系数因材料和/或硬度等而不同)

D：O型环30的线径

d0：O型环30的直径

κ：系数。

在此，O型环30的压扁余量x根据图2所示的尺寸关系，用以下的算式(2)表示。

[算式2]

在此，

X：槽部22c的底面的直径

Y：套筒部17的内径。

间隙B的径向的大小δ也根据图2所示的尺寸关系，用以下的算式(3)表示。

[算式3]

在此，

Z：外圈22的外径(外周面22a的直径)。

通过算式(2)以及算式(3)，间隙B的径向的大小δ与O型环30的压扁余量x的关系用以下的算式(4)表示。

[算式4]

x＝D-(Y-X)/2＝D-(2*δ+Z-X)/2···(4)

在此，在决定了槽部22c的座面的直径X、O型环30的线径D以及外圈22的外径Z的值的情况下，算式(4)如图3的(b)所示。另外，在图2中参照附图以容易想象构造的方式，对压缩后的状态的O型环30示出线径D，但严格来说这并不准确。线径D是自然状态的O型环30的线状部分的直径。另外尺寸X、Y以及Z分别是以旋转轴线A为基准的直径。

如图3的(b)所示，若间隙B的径向的大小δ变大，则O型环30的压扁余量x变小。另外，基于图3的(a)的关系与图3的(b)的关系，如图4的(a)所示，若间隙B的径向的大小δ变大，则O型环30的弹簧力变小。此外，O型环30与套筒部17的内周面17a之间的摩擦力Fr是O型环30的摩擦系数μ与旋转轴12克服O型环30的弹簧力F的抵抗力的积。因此若弹簧力F变小，则摩擦力Fr也变小。

另一方面，将通过旋转轴12的旋转而在轴承20的内圈21与外圈22的边界部产生的旋转方向的摩擦扭矩T_f除以外圈22的外周面22a的以旋转轴线A为基准的半径R而得到的值作为旋转力Ft。该摩擦扭矩T_f除了旋转轴12的转速以外，还能够根据润滑脂的粘性ν、滚动体滚动摩擦等而变化。

在此，为了使外圈22(以及O型环30)不旋转的条件是摩擦力Fr比旋转力Ft大。即，以下算式(5)的成立是第一条件。

[算式5]

Fr/Ft＞1···(5)

马达外壳3的套筒部17的内周面17a、轴承20以及O型环30构成为：其内周面17a与O型环30之间的摩擦力Fr比旋转体C的旋转力Ft大。在图6的(a)中，在成为1.0以上的间隙范围时，防止外圈22的连带旋转现象。

另一方面，弹簧常数K是算式(1)的斜率(即算式(1)的微分)，因此以下的算式(6)成立。

[算式6]

K＝π*K/D*d0*(2ax+b)···(6)

在此，根据图3的(b)的关系(算式(4))，若间隙B的径向的大小δ变大，则O型环30的压扁余量x变小。另外，根据算式(6)，若O型环30的压扁余量x变小，则弹簧常数K变小。因此如图4的(b)所示，若间隙B(大小δ)变大，则弹簧常数K变小。

位移量r根据M＊g＊r＝1/2＊K＊r²的关系，用以下的算式(7)表示。

[算式7]

在此，

K：O型环30的弹簧常数

Mg：施加于轴承20的载荷(轴承20受到的转子质量载荷+偏心载荷+振动载荷等)

g：重力加速度。

将算式(2)和算式(6)代入算式(7)，由此以下的算式(8)成立。

[算式8]

为了使外圈22不碰到套筒部17的条件是间隙B的径向的大小δ比位移量r大。因此根据算式(3)以及算式(8)，以下的算式(9)的成立成为第二条件。

[算式9]

根据算式(9)，只要算式(10)成立即可。

[算式10]

这成为图6的(b)中用箭头表示的范围。

如图4的(a)所示，即使载荷相同，若间隙B变大，则弹簧力变小，伴随于此，载荷位移量变大。如图5所示，在位移量r(载荷位移量)比间隙B的大小δ大的情况下，在产生了载荷位移时，轴承20的外圈22的外周面22a与套筒部17的内周面17a抵接。这能够成为振动、噪声的原因。

因此，若算式(10)所示的关系(第二条件)成立，则外圈22的外周面22a不与套筒部17的内周面17a抵接。

而且，如图6的(a)所示，根据上述第一条件，为了使O型环30作为外圈22的止转而发挥功能，间隙的范围需要是图中用箭头表示的范围。另外，如图6的(b)所示，根据上述第二条件，为了有效地抑制振动，间隙的范围需要是图中用箭头表示的范围。

根据图6的(a)以及图6的(b)，为了兼顾第一条件即外圈22的止转、和第二条件即抑制振动，设定图7中用箭头表示的范围的间隙B。在本实施方式中，这样考虑旋转载荷和施加于O型环30的载荷，将间隙B的大小δ设定在兼顾止转和抑制振动的范围。兼顾它们这点是本实施方式的特征。

根据本实施方式，旋转体C的旋转轴12被轴承构造支承。设置于轴承20的外圈22与马达外壳3的内周面17a之间的O型环30，对于径向的载荷能起到与弹簧相同的作用。若旋转体C旋转，则基于旋转体C的质量、偏心载荷、振动等和O型环30的弹簧常数来决定径向的位移量。形成于外壳2的内周面17a与轴承20的外周面22a之间的间隙B，大于O型环30的径向的位移量，因此防止轴承20的外圈22与套筒部17接触。根据该轴承构造，能够切实地防止振动经由轴承20向外壳2传递。不会对套筒部17施加冲击载荷，而是施加被缓冲了的载荷。

在上述专利文献中，发现了考虑了O型环的弹簧力和旋转摩擦力的文献。然而，关于抑制振动、着眼于载荷位移量与间隙的关系来设定O型环的压扁余量这点，则没有任何公开。在本实施方式中，着眼于上述两点来设定O型环30的压扁余量，能够实现兼顾减少振动和止转功能的有益的效果。

外壳2的内周面17a与O型环30之间的摩擦力大于旋转体C的旋转力，因此在旋转体C旋转的情况下，也能够抑制轴承20的外圈22旋转。特别是在转速能够急剧地上升的电动压缩机1中，外圈22的止转是重要的。

根据电动压缩机1，在包括压缩机叶轮8的旋转体C旋转的情况下，防止轴承20的外圈22与外壳2接触。因此能够切实地防止振动经由轴承20而向外壳2传递，其结果能够抑制电动压缩机1的振动、噪声的产生。

以上，虽然对本发明的实施方式进行了说明，但本发明并不限于上述实施方式。例如也可以是设置两个轴承20，而对其中的一个不设置上述轴承构造。也可以省略两个轴承20中的一个。在仅将轴承构造设置于一个位置的情况下，轴承构造也可以仅设置于旋转轴12的第一端侧，也可以仅设置于旋转轴12的第二端侧。

内周面17a与O型环30之间的摩擦力、与旋转体C的旋转力的关系也可以不满足上述实施方式所示的关系。即也可以采用虽然满足第二条件但不满足第一条件那样的轴承构造。在该情况下，也实现能够切实地防止振动向外壳2传递的效果。

O型环30的剖面形状并不限于圆形。

工业上的可利用性

根据本发明的几个实施方式，能够切实地防止振动经由轴承向外壳传递。

附图标记说明：1…电动压缩机；2…外壳；3…马达外壳；6…压缩机外壳；7…压缩机；8…压缩机叶轮；12…旋转轴；13…转子部；14…定子部；17a…内周面(内壁面)；20…轴承；21…内圈；21a…内周面；22…外圈；22a…外周面；22c…槽部；23…球；3…O型环；A…旋转轴线；B…间隙；C…旋转体。

Claims

1.一种轴承构造，用于将收纳于外壳内的旋转体的旋转轴相对于所述外壳进行支承，其特征在于，具备：

所述旋转轴；

轴承，其安装于所述外壳内且相对于所述外壳支承所述旋转轴，该轴承具有：内圈，其供所述旋转轴插通；外圈，其包括在面对所述外壳的内壁面的外周面形成的环状的槽部；以及

O型环，其配置于所述轴承的所述外圈的所述槽部，向比所述外周面的位置靠径向的外侧突出并与所述外壳的所述内壁面抵接，

在所述外壳的所述内壁面与所述轴承的所述外周面之间形成有间隙，所述间隙比所述O型环的所述径向的位移量大。

2.根据权利要求1所述的轴承构造，其特征在于，

所述外壳的所述内壁面、所述轴承以及所述O型环构成为：所述外壳的所述内壁面与所述O型环之间的摩擦力大于所述旋转体的旋转力。

3.一种电动压缩机，其特征在于，具备：

所述外壳；

压缩机叶轮，其安装于所述旋转轴的端部并成为所述旋转体的一部分；以及

权利要求1或2所述的轴承构造，其用于相对于所述外壳支承所述旋转轴。