JPH08178022A - アイドラプーリ - Google Patents
アイドラプーリInfo
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- JPH08178022A JPH08178022A JP32868894A JP32868894A JPH08178022A JP H08178022 A JPH08178022 A JP H08178022A JP 32868894 A JP32868894 A JP 32868894A JP 32868894 A JP32868894 A JP 32868894A JP H08178022 A JPH08178022 A JP H08178022A
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- 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
- F02B67/00—Engines characterised by the arrangement of auxiliary apparatus not being otherwise provided for, e.g. the apparatus having different functions; Driving auxiliary apparatus from engines, not otherwise provided for
- F02B67/04—Engines characterised by the arrangement of auxiliary apparatus not being otherwise provided for, e.g. the apparatus having different functions; Driving auxiliary apparatus from engines, not otherwise provided for of mechanically-driven auxiliary apparatus
- F02B67/06—Engines characterised by the arrangement of auxiliary apparatus not being otherwise provided for, e.g. the apparatus having different functions; Driving auxiliary apparatus from engines, not otherwise provided for of mechanically-driven auxiliary apparatus driven by means of chains, belts, or like endless members
-
- 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
- F16H—GEARING
- F16H7/00—Gearings for conveying rotary motion by endless flexible members
- F16H7/08—Means for varying tension of belts, ropes, or chains
- F16H2007/0863—Finally actuated members, e.g. constructional details thereof
- F16H2007/0865—Pulleys
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- Pulleys (AREA)
Abstract
触位置Zと、玉軸受2の軸受中心線Yとは、軸方向に寸
法δだけオフセットされている。そのため、ベルトによ
り負荷されるラジアル荷重の荷重中心が玉軸受2の軸受
中心線Yから所定量だけずれる。この荷重中心のずれに
より、玉軸受2にモーメント荷重が作用し、外輪2aに
傾き回転が生じる。
Description
特に自動車のエンジンのタイミングベルト、及び補機駆
動用ベルトに係止されるアイドラプーリに関するもので
ある。
タイミングベルトや補機駆動用ベルト等において、ベル
トの巻掛け角を増大させ、また、ベルトに適当な張力を
与えるために配置される。アイドラプーリとしては、ベ
ルトが接触するプーリ周面を玉軸受の外輪の外径に直接
設けたもの(笠型外輪)もあるが、図8に示すように、
プーリ周面11a1を有するプーリ本体11と玉軸受1
2とを嵌合一体化した構成のものが多く使用されてい
る。
ベルトを掛けるための外径円筒部11a、玉軸受12の
外輪12bを嵌合する内径円筒部11bを有する。プー
リ周面11a1は、外径円筒部11aの外径に設けられ
る。玉軸受12は深溝玉軸受で、プーリ本体11の内径
円筒部11bに嵌合された外輪12b、固定軸(図示省
略)に嵌合される内輪12a、内・外輪12a、12b
の軌道面間に組込まれた複数のボール12c、ボール1
2cを保持する保持器12d、グリースを密封するシー
ル12eを有する。
11がベルトから回転駆動力を受けて回転すると、これ
に嵌合された玉軸受12の外輪12bがプーリ本体11
と一体となって回転する。
ルトの中心が接触するプーリ周面11a1の幅方向中心
位置は、玉軸受12の軸受中心線Yと一致するように設
計するのが通例である。これは、ベルト荷重が玉軸受2
に偏荷重として作用し、玉軸受2に好ましくない影響が
生じるのを回避するためにそうするもので、従来より踏
襲されてきたいわば設計上の基本的事項ともいうべきも
のである。
なアイドラプーリを寒冷時に運転すると特異音(笛吹き
音)が発生する場合がある。この寒冷時の特異音、いわ
ゆる冷時異音は市場において必ずしも100%発生する
わけではなく、気温等に左右され、国内では北海道など
限られた地域でのみ発生する。また、自動車のエンジン
始動時からごく短時間(長いものでも1分間程度)に発
生し、その後は皆無である。冷時異音はこのような複雑
な性質を有し、再現するのが困難であったため、その発
生原因については、未だ明確には解明されていない。し
かも、自動車等に使用されるアイドラプーリは高温、高
速で運転されるものであり、その耐久性も重要な特性の
一つであるから、耐久性低下につながるような対策手段
は採れない。このような理由から、現在、アイドラプー
リの冷時異音対策としてこれといって決め手となる有効
な手段が提供されていないのが実状である。
に優れたグリース(寒冷時においても、転動体と内・外
輪の軌道面との接触部に油膜がむらなく形成されるも
の)を軸受に使用することが検討されている。この対策
手段は、寒冷時におけるグリースの潤滑性能を高めるこ
とによって、冷時異音の発生を抑制しようとするもので
あり、かなりの効果が期待できる。しかし、グリースの
粘度が低くなるため、高温時の潤滑性能に懸念があり、
耐久性低下につながる可能性がある。
くしたり、軸受すきまを大きくすることで、冷時異音の
発生が抑制されたとの報告もあるが、軌道面の曲率半径
や軸受すきまの増大は、プーリ本体の角振れを増幅する
結果となり、アイドラプーリとしての機能を害するおそ
れがある。
輪を嵌合する部分)の外径に吸音効果を有する部材(ゴ
ム状弾性体)を装着した事例(実開平3−41247
号)、あるいは、プーリ本体の内径と玉軸受を嵌合する
ベアリングケースの外径との間に弾性体を介在させた事
例もある(実開昭62−91056号)。これらの事例
は、弾性体の内部減衰性を利用して、冷時異音の発生要
因であると考えられる軸受の自励振動を吸収しようとし
たものであるが、冷時においては弾性体の内部減衰性が
低下すると考えられるため、冷時異音対策として充分な
効果が期待できるかは定かではない。
性、プーリとしての機能を確保しつつ、コスト面をも考
慮に入れ、冷時異音の発生を効果的に抑制又は防止し得
る手段を提供しようとするものである。
と玉軸受の軸受中心線とをオフセットさせた。
の接触位置と軸受中心線とを軸方向にオフセットさせ
た。
度低下による軌道面の油膜むら・不均一化が生じやす
い。油膜むら・不均一化があると、転動体と軌道面との
間の摩擦係数が微小な周期的変化を起こし、これにより
転動体に自励振動が生じる。特に、油膜切れ部分が存在
すると、その部分で転動体がスティク滑りを起こし、転
がり・滑りの状態変化を周期的に繰り返すために、ある
一定の振動数で転動体の自励振動の振幅はより大きくな
る。しかも、深溝玉軸受においては、ラジアル荷重によ
って転動体が負荷域から非負荷域に、あるいは、非負荷
域から負荷域に移行する瞬間は、その挙動が特に不安定
になり(転動体の遅れ進み等)、これが自励振動を一層
助長させる。そして、このような自励振動をする転動体
と内・外輪の軌道面との接触部分において異音が発生す
ると思われる。さらに、転動体の自励振動が外輪を介し
てプーリ本体に伝わり、プーリ本体の固有振動と共振し
て増幅され、共鳴音となって拡大する場合もある。
解明されていないが、上記のように、転動体の自励振動
が大きな要因になっていると考えられる。このような推
論に基づき、いくつかの検証を試みたところ、以下の事
象が判明した(表1、表2参照)。
イドラプーリに比べ、軸受A(複列アンギュラ玉軸受)
を組込んだアイドラプーリは冷時異音の発生頻度が低い
(表1参照)。
したアイドラプーリは、粘度の低いグリースを封入した
アイドラプーリに比べ、冷時異音の発生頻度が高い(表
2参照)。
動の自由度、冷時における軌道面の油膜形成状態が、冷
時異音の発生に大きな影響を及ぼしていることが裏付け
られる。
に基づき、ベルト中心と玉軸受の軸受中心線とをオフセ
ットさせた構成、ベルトの中心が接触するプーリ周面の
接触位置と軸受中心線とを軸方向にオフセットさせ構成
を採用することにより、冷時異音の発生を効果的に抑制
又は防止したものである。
トさせることにより、ベルトにより負荷されるラジアル
荷重の荷重中心が軸受中心線からずれる。この荷重中心
のずれにより、玉軸受にモーメント荷重が作用し、外輪
に傾き回転が生じる。そして、外輪が軸受中心線に対し
て傾くことにより、外輪の軌道面と内輪の軌道面との間
に斜行状態が生じ、そのため、転動体は内・外輪の軌道
面と所定面圧以上で接触角をもって(溝底をはずれた位
置で)接触しながら転動する。このような転動体の挙動
は、以下の解析結果により裏付けされる。
受中心線との軸方向のずれ量(荷重負荷時)}と接触角
分布との関係、図13および図14は、オフセット量と
外輪、内輪の接触面圧との関係を示す。尚、これらの解
析結果は玉軸受として深溝玉軸受を用いた場合のもので
あり、オフセット量=0の構成が従来のアイドラプーリ
に該当する。また、これら図における周方向角度(位相
角)は、ベルトの接触中央位置(プーリ周面との接触部
分における円周方向中央位置)を基準(0°)とし、そ
こから固定軸回りにとった角度である。
量=0の構成では、転動体の接触角が全ての周方向角度
においてゼロであるのに対し、オフセット量を設けた構
成では、転動体が殆ど全ての周方向角度において接触角
をもって内・外輪の軌道面と接触する。しかも、転動体
の接触角は周方向角度によって異なっており、このこと
は、転動体の自転軸が公転に伴って刻々変化することを
示している。
ら、オフセット量=0の構成では、ベルト荷重の非負荷
領域付近において接触面圧がゼロになるのに対し(周方
向角度100°〜250°付近)、オフセット量を設け
た構成では、転動体が非負荷領域を含む全領域において
所定値以上の接触面圧をもって内・外輪の軌道面と接触
する。特に、ベルトの接触中央位置からもっとも離れた
周方向角度180°の位置において、接触面圧の小ピー
ク状態が表れるのが特徴的である。この状態は、図12
の接触角分布に対応している。
明のアイドラプーリにおいては、全ての転動体が内・
外輪の軌道面と所定面圧以上で接触角をもって接触し、
各転動体の自転軸(接触角)がその公転移動に伴って
刻々変化する。
面圧以上で接触角をもって接触することにより、転動体
はその挙動、特に、軸方向への挙動が抑制されるため、
仮に何らの起振要因が作用した場合でも、自励振動を生
じにくい。しかも、各転動体の自転軸がその公転移動
に伴って刻々変化することにより、転動体に付着した新
しい潤滑剤が軌道面との接触部分に常に供給され、油膜
が形成され易くなるので、起振要因となる摩擦係数の周
期的変化、転動体のスティック滑りが生じにくい。本発
明において、冷時異音の発生が効果的に抑制又は防止さ
れるメカニズムは、このような転動体の挙動抑制機能、
油膜形成促進機能の相互作用によるものと考えられる。
そして、図12〜図14から明らかなように、接触角お
よび接触面圧の大きさはオフセット量に関係するので、
オフセット量を管理することにより、周囲環境、運転条
件等に応じた最適設定、変更等を極めて容易に行なうこ
とができる。
の最も好ましい状態を示すもので、必ずしも全ての転動
体が上記の状態に該当する必然性はなく、少なくと
もベルト荷重の負荷域にある転動体が上記の状態に
該当すれば、かなりの抑制効果が期待できる。
位置と軸受中心線とを軸方向にオフセットさせたアイド
ラプーリは、プーリ周面にベルトを接触させると、ベル
トにより負荷されるラジアル荷重の荷重中心が軸受中心
線からずれる。すなわち、その幾何学的構造により、荷
重中心を軸受中心線からずれせる機能を有している。
する。
機駆動ベルト等に使用されるものである。このアイドラ
プーリは、例えば鋼板プレス製のプーリ本体1と、プー
リ本体1の内径に嵌合された玉軸受2とで構成される。
プーリ本体1は、円筒部1a、円筒部1aの一端から外
径側に延びたフランジ部1b、円筒部1aの他端から内
径側に延びた鍔部1cからなる環体である。円筒部1a
の内径には、玉軸受2の外輪2aが嵌合され、円筒部1
aの外径には、図示されていないベルトが接触するプー
リ周面1a1が設けられている。フランジ部1bは、プ
ーリ周面1a1に接触するベルトを案内するために設け
られている。プーリ周面1a1にベルトが接触すること
により、アイドラとしての役割を果たす。
円筒部1aの内径に嵌合された外輪2a、図示されてい
ない固定軸に嵌合される内輪2b、内・外輪2a、2b
の軌道面間に組込まれた複数のボール2c、および、ボ
ール2cを円周等間隔に保持する保持器(図示省略)、
グリースを密封する一対のシール(図示省略)で構成さ
れる。
接触位置(幅方向中心位置)Zと、玉軸受2の軸受中心
線Yとは、軸方向に寸法δだけオフセットされている。
そのため、ベルトにより負荷されるラジアル荷重の荷重
中心が玉軸受2の軸受中心線Yから所定量だけずれる。
この荷重中心のずれにより、玉軸受2にモーメント荷重
が作用し、外輪2aに傾き回転が生じる。そして、外輪
2aが軸受中心線Yに対して傾くことにより、外輪2a
の軌道面と内輪2bの軌道面との間に斜行状態が生じ、
そのため、全てのボール2cが内・外輪2a、2bの軌
道面と所定面圧以上で接触角をもって(溝底をはずれた
位置で)接触しながら転動する。これにより、前述した
メカニズムに基づき、冷時異音の発生が防止される。
尚、この実施例において、接触位置Zは、プーリ周面1
a1の軸方向中心と一致する。
行なった。その結果を表3、表4、および、図9、図1
0、図11に示す。
(mm){δ’はベルト中心と軸受中心線との軸方向の
ずれ量(荷重負荷時)}と冷時異音の発生率(%)との
関係を示している。表3は玉軸受2にグリースAを封入
した場合、表4は玉軸受2にグリースBを封入した場合
の試験結果である。運転条件は両者とも同じである。
2.0mmで、冷時異音の発生率は激減し、δ’=3.
0mm以上ではゼロになっている。
δ’(mm)と音響の音圧レベル(dB)との関係を示
している。音圧がNdB以上の音響が冷時異音である。
図9は玉軸受2にグリースCを封入した場合、図10は
玉軸受2にグリースDを封入した場合、図11は玉軸受
2にグリースEを封入した場合の試験結果である。運転
条件はすべて同じである。
=2.0mm以下では冷時異音の発生が認められたが、
2mm〈δ’の領域では、冷時異音の発生が完全に防止
されている。尚、図9〜図11における右端のデータ
は、オフセット量δ’=0mmの構成について再評価し
たものである。
所定以上の値に設定することにより、封入グリースの種
類に関係なく、冷時異音の発生を完全に防止できること
が明らかになった。一方、オフセット量δ’を所定の限
界値以下の値とすることにより、耐久性等の要求との均
衡を図ることができると考えられる。
体1の形状が、図1に示す構成とは異なっている。この
実施例のプーリ本体1は、玉軸受2を嵌合する内径円筒
部1d、ベルトを掛けるための外径円筒部1e、内径円
筒部1dと外径円筒部1eとを連結する連結部1f、内
径円筒部1dの両端からそれぞれ内径側に延びた鍔部1
g、1hからなる環体である。玉軸受2の外輪2aは内
径円筒部1dの内径に嵌合され、鍔部1g、1hによっ
て軸方向の両側に位置決めされる。外径円筒部1eの外
径には、ベルトが接触するプーリ周面1e1が設けられ
ている。ベルト中心が接触するプーリ周面1e1の接触
位置Zと、玉軸受2の軸受中心線Yとは、軸方向に寸法
δだけオフセットされている。そのため、図1に示す構
成と同様の作用効果を奏する。
体1のプーリ周面1j1にクラウニングが設けられ、か
つ、このクラウニングの凸中心Uと、玉軸受2の軸受中
心線Yとが、軸方向に寸法δだけオフセットされてい
る。ベルトの走行時、ベルト中心はクラウニングの凸中
心Uと一致し、軸方向中心線に対して所定量だけオフセ
ットされる。そのため、図1に示す構成と同様の作用効
果を奏する。尚、この実施例のプーリ本体1は、円筒部
1jからなる環体で、円筒部1jの内径に玉軸受2の外
輪2aが嵌合され、円筒部1jの外径にプーリ周面1j
1が設けられる。プーリ周面1j1の軸方向中心は、玉
軸受2の軸受中心線Yと一致する。
体1の形状が、図3に示す構成とは異なっている。この
実施例のプーリ本体1は、例えば2つの鋼板プレス部材
を突き合わせ結合したもので、玉軸受2を嵌合する内径
円筒部1k、ベルトを掛けるための外径円筒部1m、内
径円筒部1kと外径円筒部1mとを連結する連結部1
n、内径円筒部1kの両端からそれぞれ内径側に延びた
鍔部1p、1qからなる環体である。玉軸受2の外輪2
aは内径円筒部1kの内径に嵌合され、鍔部1p、1q
によって軸方向の両側に位置決めされる。外径円筒部1
mの外径に、ベルトが接触するプーリ周面1m1が設け
られている。そして、プーリ周面1m1に設けられたク
ラウニングの凸中心Uと、玉軸受2の軸受中心線Yと
が、軸方向に寸法δだけオフセットされている。そのた
め、図1に示す構成と同様の作用効果を奏する。
が左右非対称形状になっている。プーリ本体1の形状
は、図1に示す構成と同様である。玉軸受2が左右非対
称形状であることにより、ベルト中心が接触するプーリ
周面1a1の接触位置Zと、玉軸受2の軸受中心線Yと
が、軸方向に寸法δだけオフセットされる。そのため、
図1に示す構成と同様の作用効果を奏する。
接触するプーリ周面2a1が玉軸受2の外輪2a(笠型
外輪)の外径に直接設けられ、かつ、ベルト中心が接触
するプーリ周面2a1の接触位置Vと、玉軸受2の軸受
中心線Yとが、軸方向に寸法δだけオフセットされてい
る。そのため、図1に示す構成と同様の作用効果を奏す
る。尚、この実施例のアイドラプーリは、以上の実施例
におけるプーリ本体1は備えていない。
ベルト中心が接触するプーリ周面1r1の接触位置W
と、玉軸受2の軸受中心線Yとが、軸方向に寸法δだけ
オフセットされるように、エンジンブロック4に装着さ
れている。そのため、図1に示す構成と同様の作用効果
を奏する。尚、この実施例のプーリ本体1は、円筒部1
rからなる環体で、円筒部1rの内径に玉軸受2の外輪
2aが嵌合され、円筒部1rの外径にベルト3が接触す
るプーリ周面1r1が設けられている。
プーリ本体1を例示してあるが、本発明は、プーリ本体
の形状は特に問わない。また、固定軸の外径に固定側軌
道面(内輪の軌道面に相当)を直接設けたアイドラプー
リにも同様に適用可能である。
中心と玉軸受の軸受中心線とをオフセットさせた構成、
ベルトの中心が接触するプーリ周面の接触位置と軸受中
心線とを軸方向にオフセットさせた構成を有するので、
アイドラプーリとして以下に挙げる特有の効果を奏す
る。
なくともベルト荷重の負荷域にある転動体が、内・外
輪の軌道面と所定面圧以上で接触角をもって接触し、
各転動体の接触角(自転軸)がその公転移動に伴って刻
々変化するので、転動体はその挙動を抑制され、しか
も、転動体の自転軸の変化に伴い、軌道面に新たな潤滑
剤が常時供給され、油膜形成が促進される。このよう
な、転動体の挙動抑制機能、油膜形成促進機能の相互作
用によって、冷時異音の発生が効果的に抑制又は防止さ
れる。
に設定することにより、冷時異音の発生が完全に防止で
きることが実験により確認されており、従来、困難とさ
れていた冷時異音発生の完全防止を実現できたことは、
きわめて大きな技術意義をもつ。
囲環境、運転条件等に応じた最適設定、変更等を極めて
容易に行なうことができる。
わず実現できるので、低温グリース等を使用した従来構
成のように、高温耐久性の低下につながる心配がない。
コスト的にも有利である。
示す図である。
を示す図である。
を示す図である。
である。
す図である。
す図である。
Claims (2)
- 【請求項1】 ベルトが接触するプーリ周面を有するプ
ーリ本体を玉軸受の外輪の外径に嵌合し、又は、ベルト
が接触するプーリ周面を玉軸受の外輪の外径に一体に有
するアイドラプーリにおいて、 上記ベルトの中心と玉軸受の軸受中心線とがオフセット
されたアイドラプーリ。 - 【請求項2】 ベルトが接触するプーリ周面を有するプ
ーリ本体を玉軸受の外輪の外径に嵌合し、又は、ベルト
が接触するプーリ周面を玉軸受の外輪の外径に一体に有
するアイドラプーリにおいて、 上記ベルトの中心が接触するプーリ周面の接触位置と軸
受中心線とが軸方向にオフセットされたアイドラプー
リ。
Priority Applications (5)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP32868894A JP3583822B2 (ja) | 1994-12-28 | 1994-12-28 | アイドラプーリ |
DE19581535T DE19581535T1 (de) | 1994-12-28 | 1995-12-27 | Riemenspannrolle |
US08/696,905 US5725448A (en) | 1994-12-28 | 1995-12-27 | Idler pulley |
CA002184179A CA2184179A1 (en) | 1994-12-28 | 1995-12-27 | Idler pulley |
PCT/JP1995/002717 WO1996020362A1 (fr) | 1994-12-28 | 1995-12-27 | Poulie folle |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP32868894A JP3583822B2 (ja) | 1994-12-28 | 1994-12-28 | アイドラプーリ |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
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JPH08178022A true JPH08178022A (ja) | 1996-07-12 |
JP3583822B2 JP3583822B2 (ja) | 2004-11-04 |
Family
ID=18213063
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
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Country Status (1)
Country | Link |
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JP (1) | JP3583822B2 (ja) |
Cited By (1)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
US6659649B2 (en) | 2001-01-30 | 2003-12-09 | Nsk Ltd. | Rotation support apparatus for compressor pulley |
-
1994
- 1994-12-28 JP JP32868894A patent/JP3583822B2/ja not_active Expired - Lifetime
Cited By (2)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
US6659649B2 (en) | 2001-01-30 | 2003-12-09 | Nsk Ltd. | Rotation support apparatus for compressor pulley |
US6793397B2 (en) | 2001-01-30 | 2004-09-21 | Nsk Ltd. | Rotation support apparatus for compressor pulley |
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
JP3583822B2 (ja) | 2004-11-04 |
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