JPH1037952A - Composite bearing - Google Patents

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To reduce friction resistance in a multilayer construction bearing for high speed rotation by giving an equally distributed stable rotating speed to a middle ring. SOLUTION: A middle ring 4 between an inner ring 2 and an outer ring 10 is provided with a holding hole for a rolling body such as a ball 7 or a roller, and the rolling body is inserted in the holding hole, and moreover a rolling bearing is provided with a shaft 4 which sandwiches the middle ring 4 and exists just inside the middle ring 4 or the inner ring 2 or the middle ring 4 and the outer ring 10 being just outside the middle ring 4 or a sleeve or the middle ring 4.

Description

【発明の詳細な説明】DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION

【０００１】[0001]

【産業上の利用分野】本発明は、高速回転に最適な、ボ
ールまたはローラなどの転動体と流体軸受けを組み合わ
せた複合型の軸受けに関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a composite type bearing, which is optimal for high-speed rotation, in which a rolling element such as a ball or a roller is combined with a fluid bearing.

【０００２】[0002]

【従来の技術】従来の高速回転用の軸受けでは、高速回
転における振動や、摩擦による温度上昇を減らす目的
で、相対速度を減少させるため数層の軸受け構成として
いる。例えば、図１６に示す特開昭６０ー４９１１７に
見られるように、内輪と外輪の間に中間リングを置き、
中間リングと内輪、外輪それぞれの間で転がるボールを
組み合わせたころがり軸受けを２層構造としたものや、
特開平６ー５８３２８に見られるように、軸とスリーブ
の間に浮動ブッシュと称する潤滑剤の中で軸の回りに自
由に回転し得る中間リングを用いたものが知られてい
る。2. Description of the Related Art Conventional bearings for high-speed rotation have a structure of several layers in order to reduce the relative speed in order to reduce temperature rise due to vibration and friction at high-speed rotation. For example, as shown in JP-A-60-49117 shown in FIG. 16, an intermediate ring is placed between an inner ring and an outer ring,
Rolling bearings that combine a ball rolling between the intermediate ring and the inner and outer rings, and a two-layer rolling bearing,
As disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 6-58328, it is known to use an intermediate ring between a shaft and a sleeve, which can freely rotate around the shaft in a lubricant called a floating bush.

【０００３】[0003]

【発明が解決しようとする問題点】多層構造の軸受けで
は各層で回転速度を等分することが好ましいが、図１６
に示すボールベアリングを２層に組み合わせたものは、
中間リング１２ｘの回転力が中間リング１２ｘと内外の
ボール１３ｘ，１４ｘのころがり摩擦力に頼っているの
で、内側と外側の転がり摩擦力に差異や変動があると、
中間リング１２ｘの回転速度的が変動したり、等分に減
速した回転速度を得ることが困難となっていた。また図
１７に示す中間リング３Ｙを用いた流体軸受けでは、調
速機構を持たないので、中間リング３Ｙの速度がその内
側と外側にある流体の摩擦抵抗に差異がある場合、等分
に減速した回転速度を得ることができなかったり、回転
速度が変動したりする問題点があった。本発明では上記
の従来技術の欠点を無くし、ほぼ等分に回転速度を減速
し、摩擦力が少なく、振動の小さい複合軸受けを提供す
ることにある。In a bearing having a multilayer structure, it is preferable to divide the rotational speed equally between the layers.
The combination of the ball bearing shown in
Since the rotational force of the intermediate ring 12x depends on the rolling frictional force between the intermediate ring 12x and the inner and outer balls 13x and 14x, if there is a difference or variation in the inner and outer rolling frictional forces,
It has been difficult to change the rotation speed of the intermediate ring 12x or to obtain a rotation speed that is equally reduced. Further, in the fluid bearing using the intermediate ring 3Y shown in FIG. 17, since there is no speed control mechanism, when the speed of the intermediate ring 3Y has a difference in the frictional resistance between the fluids inside and outside, the speed is equally reduced. There were problems that the rotation speed could not be obtained or the rotation speed fluctuated. An object of the present invention is to provide a composite bearing which eliminates the above-mentioned disadvantages of the prior art, reduces the rotational speed approximately equally, reduces the frictional force, and reduces the vibration.

【０００４】[0004]

【問題点を解決するための手段】内輪または外輪、或い
は隣り合う中間リングと流体軸受けを構成する中間リン
グに転動体を挿入するホールまたは長穴を設け、該中間
リングをはさむ内輪または中間リングあるいは外輪に接
するボール或いはローラなどの転動体を回転自由に挿入
し、これら転動体が該中間リングを挟む外輪、内輪ある
いは中間リングによりころがり軸受けを構成する。A hole or a long hole for inserting a rolling element is provided in an inner ring or an outer ring, or an intermediate ring constituting an adjacent intermediate ring and a fluid bearing, and an inner ring or an intermediate ring sandwiching the intermediate ring or Rolling elements such as balls or rollers that are in contact with the outer ring are freely inserted, and these rolling elements form a rolling bearing with the outer ring, the inner ring or the intermediate ring sandwiching the intermediate ring.

【０００５】[0005]

【作用】作用を内輪と外輪の間に１層の中間リングを持
つ複合軸受けで、軸回転の場合について説明する。軸が
回転するとこれに嵌合している内輪が軸と同一角速度で
回転する。このとき中間リングに挿入された転動体は、
内輪の回転に伴い自転しながら外輪の内側を公転する。
転動体は中間リングのホールまたは長穴へ挿入されてい
るため、中間リングをその回転方向へ押すので、中間リ
ングは転動体の公転周期に一致した回転速度で回転す
る。ラジアルベアリングの場合、軸の回転速度をＮ0、
内輪の転動体の転がり面の直径をＤ1、外輪の転動体の
転がり面の直径をＤ2とすると、ボールの公転速度Ｎは
数１となる。通常のボールベアリングの場合Ｄ1／（Ｄ1
＋Ｄ2）は０．４程度であるが、中間リングの外側では
中間リングの厚み分速度が内側より大きくなるので、ほ
ぼ等分に減速したすべり速度が得られる。また、外輪回
転の場合は、中間リングの回転速度は数２で示され、Ｄ
2＞Ｄ1であるので中間リングの回転速度はＮ0／２より
大きいが、中間リングの内側では厚み分周速が小さくな
るので、中間リングの内外の流体軸受けのすべり速度Ｖ
は同じで数３で表され、これは内輪単独のすべり速度の
ほぼ１／２となる。The operation of the composite bearing having a single-layered intermediate ring between the inner ring and the outer ring will be described for the case of shaft rotation. When the shaft rotates, the inner ring fitted thereto rotates at the same angular velocity as the shaft. The rolling element inserted into the intermediate ring at this time
Revolves around the inside of the outer ring while rotating with the rotation of the inner ring.
Since the rolling element is inserted into the hole or the elongated hole of the intermediate ring, the intermediate ring is pushed in the direction of its rotation, so that the intermediate ring rotates at a rotation speed corresponding to the revolution period of the rolling element. In the case of radial bearing, the rotation speed of the shaft is N0,
Assuming that the diameter of the rolling surface of the rolling element of the inner race is D1 and the diameter of the rolling surface of the rolling element of the outer race is D2, the revolving speed N of the ball is given by the following equation (1). In the case of a normal ball bearing, D1 / (D1
+ D2) is about 0.4, however, since the speed corresponding to the thickness of the intermediate ring becomes larger outside the intermediate ring than that inside, a slip speed reduced almost equally can be obtained. Also, in the case of outer ring rotation, the rotation speed of the intermediate ring is expressed by Equation 2 and D
Since 2> D1, the rotational speed of the intermediate ring is higher than N0 / 2, but since the thickness dividing speed becomes smaller inside the intermediate ring, the slip speed V of the fluid bearings inside and outside the intermediate ring is reduced.
Is the same and is expressed by Equation 3, which is approximately の of the slip speed of the inner ring alone.

【０００６】[0006]

【数１】 Ｎ＝Ｎ0×Ｄ1／(Ｄ1＋Ｄ2)## EQU1 ## N = N0 × D1 / (D1 + D2)

【０００７】[0007]

【数２】 Ｎ＝Ｎ0×Ｄ2／(Ｄ1＋Ｄ2)N = N0 × D2 / (D1 + D2)

【０００８】[0008]

【数３】 Ｖ＝π・Ｎ0×Ｄ1・Ｄ2／(Ｄ1＋Ｄ2)V = π · N0 × D1 / D2 / (D1 + D2)

【０００９】[0009]

【実施例】以下、図示した実施例に基づき本発明を説明
する。図１は本発明の第１実施例で、内輪２と外輪本体
１０及びこれに軸受け隙間を持って挿入された中間リン
グ４と、この中間リング４の一端側のボール保持部５に
円周上等間隔にボール保持穴を成形し、このボール保持
穴に挿入されたボール７から構成される。中間リング４
はその内面及び外面においてそれぞれ内輪及び外輪と流
体軸受け１５、１４を構成する。内輪２及び外輪のボー
ル受け部１１にはその断面がボールの半径より若干大き
めの半径の転動溝８、１３が円周上に成形されており、
この溝に中間リング４に保持されたボール７をころがる
ようにおき、ボールベアリングが形成されている。ボー
ル受け部１１はハウジング９との間に隙間を持たせ、さ
らに厚みを薄くしたたわみ部１２により外輪本体１０と
つながっている。軸１に内輪２が嵌合しており、軸受け
の軸方向位置が軸１の段付き部端面と内輪を挟むスペー
サ１７により位置決めされる。外輪本体１０がハウジン
グ９と押さえプレート１６により狭持される。DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS The present invention will be described below with reference to the illustrated embodiments. FIG. 1 shows a first embodiment of the present invention, in which an inner ring 2, an outer ring main body 10, an intermediate ring 4 inserted with a bearing gap therebetween, and a ball holding portion 5 at one end of the intermediate ring 4 are circumferentially mounted. Ball holding holes are formed at equal intervals, and the balls are inserted into the ball holding holes. Intermediate ring 4
Constitute fluid bearings 15 and 14 on the inner and outer surfaces, respectively, of the inner and outer races. In the ball receiving portions 11 of the inner ring 2 and the outer ring, rolling grooves 8 and 13 whose cross sections are slightly larger in radius than the radius of the ball are formed on the circumference.
The ball 7 held by the intermediate ring 4 is rolled in this groove to form a ball bearing. The ball receiving portion 11 is provided with a gap between the ball receiving portion 11 and the housing 9 and is connected to the outer ring main body 10 by a flexure portion 12 having a further reduced thickness. The inner ring 2 is fitted to the shaft 1, and the axial position of the bearing is determined by the end face of the stepped portion of the shaft 1 and the spacer 17 sandwiching the inner ring. The outer ring body 10 is held between the housing 9 and the holding plate 16.

【００１０】本実施例の作用を軸回転の場合について説
明する。軸１の回転に伴って内輪２が回転する。内輪２
に接触しているボール７は外輪のボール受け部１１の転
動溝内を自転しながら公転する。このときの公転速度Ｎ
は、軸の回転速度をＮ0、内輪２の転動面８の直径をＤ
1、外輪１０のボール受け部１１の転動溝内径をＤ2とす
ると、数１となる。このときボール７を保持している中
間リング４はボール７と同じ公転速度で回転するので、
内輪２の外周面に対し相対速度（Ｎ0ーＮ）を持ち、外
輪に対しＮの相対速度をもつことになる。Ｄ１はＤ２よ
り小さいため、中間リング４の回転速度は軸の回転速度
Ｎ０の１／２より小さいが、中間リングの外側では中間
リングの厚み分速度が内側より大きくなるので、ほぼ等
分に減速したすべり速度が得られる。また、外輪回転の
場合は、中間リング４の回転速度は数２で示され、Ｄ2
＞Ｄ1であるので中間リング４の回転速度はＮ0／２より
大きいが、中間リングの内側では厚み分周速が小さくな
るので、中間リング４の内外の流体軸受けのすべり速度
の比ははほぼ同じとなる。The operation of this embodiment will be described for the case of shaft rotation. The inner ring 2 rotates with the rotation of the shaft 1. Inner ring 2
The ball 7 which is in contact with the orbit revolves while rotating in the rolling groove of the ball receiving portion 11 of the outer race. Revolution speed N at this time
Is the rotational speed of the shaft N0 and the diameter of the rolling surface 8 of the inner ring 2 is D
1. If the inner diameter of the rolling groove of the ball receiving portion 11 of the outer race 10 is D2, the following equation is obtained. At this time, since the intermediate ring 4 holding the ball 7 rotates at the same revolution speed as the ball 7,
It has a relative speed (N0-N) with respect to the outer peripheral surface of the inner ring 2, and has a relative speed of N with respect to the outer ring. Since D1 is smaller than D2, the rotation speed of the intermediate ring 4 is smaller than 1/2 of the rotation speed N0 of the shaft. However, since the speed of the thickness of the intermediate ring is larger outside the intermediate ring than inside, the speed is reduced almost equally. Slip speed can be obtained. In the case of outer ring rotation, the rotational speed of the intermediate ring 4 is expressed by the following equation (2).
> D1, the rotational speed of the intermediate ring 4 is higher than N0 / 2, but the ratio of the slip speeds of the fluid bearings inside and outside the intermediate ring 4 is almost the same because the thickness dividing speed becomes smaller inside the intermediate ring 4. Becomes

【００１１】流体軸受けは、偏心して回転したときくさ
び効果により負荷を支持できるため、内輪２と外輪本体
１０の半径方向の相対的な変位が必要となる。ボールが
一般のボールベアリングで用いられているような鋼球の
場合、半径方向の弾性変形と、流体軸受けで負荷を支持
するに足る変位とはほぼ同じオーダであり、精密な回転
を必要とする場合、ボールベアリングによる振動やボー
ルの位置による円周方向での軸受けの剛性の変化によ
り、軸心が変動するなどを避ける必要がある。そこで外
輪１０のボール受け部１１の肉厚を薄くし、その外周が
ハウジングと接触するのを回避し、なおかつたわみ部１
２により外輪１０と結合することにより、ボールに加わ
る半径方向の負荷によりたわみ部１２がたわんで半径方
向に偏心し振動などを吸収することができる。高速回転
のみが必要な場合は、ボール受け部の逃げやたわみ部は
設けなくてもよい。流体軸受けには真円軸受けでも良い
し、ヘリングボーン溝を流体軸受けを構成する部材の一
方の面に円周方向に成形した動圧軸受けが良いが、空気
を潤滑剤として使用する場合、あるいは潤滑油を自己保
持する場合はヘリングボーン型の動圧軸受けとする。ま
た、潤滑剤としてオイルをエアーに混合して図１の矢印
ｂに示すように右側方向から供給する場合（供給装置お
よび経路は図示せず）は、オイルを右から左へ送るスパ
イラル溝が、内輪内面、及び外輪内面か、中間リングの
内面及び外面に成形される。これにより、すべり軸受け
部に常に新しいオイルが供給されなおかつ、ボールベア
リング部にも潤滑油が供給されて、冷却と潤滑の２つの
効果があり、より高速回転に対応できる。流体軸受け型
式やの潤滑方法については、以下の実施例でも本実施例
と同様である。Since the fluid bearing can support the load by the wedge effect when rotated eccentrically, the inner ring 2 and the outer ring main body 10 need to be displaced in the radial direction. If the ball is a steel ball such as those used in general ball bearings, the elastic deformation in the radial direction and the displacement sufficient to support the load with the fluid bearing are almost the same order, and require precise rotation. In this case, it is necessary to avoid fluctuation of the shaft center due to vibration of the ball bearings or a change in the rigidity of the bearing in the circumferential direction due to the position of the ball. Therefore, the thickness of the ball receiving portion 11 of the outer race 10 is reduced to prevent the outer periphery of the ball receiving portion 11 from coming into contact with the housing.
By coupling the outer ring 10 with the outer ring 10, the bending portion 12 bends due to a radial load applied to the ball and is eccentric in the radial direction to absorb vibration and the like. If only high-speed rotation is necessary, the ball receiving portion does not need to be provided with a relief or a bent portion. The fluid bearing may be a true circular bearing, or a hydrodynamic bearing in which a herringbone groove is formed in one surface of the member constituting the fluid bearing in the circumferential direction. However, when air is used as a lubricant, or when lubrication is used. When self-holding oil, use a herringbone type dynamic pressure bearing. In addition, when oil is mixed with air as a lubricant and supplied from the right side as shown by arrow b in FIG. 1 (supply device and path are not shown), a spiral groove for feeding oil from right to left is It is formed on the inner surface of the inner ring and the inner surface of the outer ring, or on the inner surface and the outer surface of the intermediate ring. As a result, new oil is always supplied to the sliding bearing portion, and lubricating oil is also supplied to the ball bearing portion, which has two effects of cooling and lubrication, and can cope with higher speed rotation. The fluid bearing type and the lubrication method are the same in the following embodiments as in the present embodiment.

【００１２】なお、偏心が少ない軽荷重の場合や、超高
速回転では、外輪のボール受け部の逃がしや、たわみ部
１２は成形しなくても良い。In the case of a light load with little eccentricity or a super-high-speed rotation, the ball receiving portion of the outer race does not have to be released, and the bending portion 12 need not be formed.

【００１３】また、外輪を変形させずに、樹脂などの弾
性変形の大きい材質のボール或いは中空ボールを用い
て、ボール自身をたわみ易くし、偏心を得易くしてもよ
い。Further, the ball itself may be easily bent and the eccentricity may be easily obtained by using a ball or a hollow ball of a material having large elastic deformation such as resin without deforming the outer ring.

【００１４】図２は本発明の第２実施例である。これは
中間リング２４の両端側に、ボール保持部５，５’を設
けたものである。新しく設けた外輪のボール転動部１
１’も既存のボール転動部１１と同様に、厚みを薄く
し、肉厚の薄いたわみ部１２’により外輪本体２０とつ
ながっている。上記第１実施例では、中間リング４の回
転力がボール５が中間リングを押す力と、内輪と中間リ
ングの流体軸受け部における流体の粘性力であり、中間
リングと外輪との流体軸受け部では中間リングの回転を
止めようとする流体の粘性力が働くため、中間リングの
回転力が軸方向でアンバランスになる。流体の粘性力が
小さい場合は第１実施例で十分対応できるが、粘性力が
大きい場合、軸方向の回転力のアンバランスが大きくな
り、中間リング４と内輪２、あるいは外輪１０が接触し
焼きつきなどの好ましくない結果となる。そこで図２に
示すように、中間リング２４の両端にボールベアリング
を設けることにより中間リング２４の回転力を増すとと
もに、回転力の軸方向アンバランスを解消する。作用は
第１実施例と同様である。効果は、中間リング２４の回
転力が両側のボールベアリング及び内輪と中間リングの
流体による粘性力により得られるので、軸方向で力がバ
ランスしており、中間リング２４が傾いたりせず、より
安定した回転を得られる。FIG. 2 shows a second embodiment of the present invention. This is provided with ball holding portions 5, 5 'on both ends of the intermediate ring 24. Ball rolling part 1 of newly provided outer ring
Similarly to the existing ball rolling portion 11, 1 'is thinned and is connected to the outer ring main body 20 by a thin flexible portion 12'. In the first embodiment, the rotational force of the intermediate ring 4 is the force of the ball 5 pressing the intermediate ring and the viscous force of the fluid in the fluid bearing portions of the inner ring and the intermediate ring. Since the fluid viscous force acts to stop the rotation of the intermediate ring, the rotational force of the intermediate ring becomes unbalanced in the axial direction. When the viscous force of the fluid is small, the first embodiment can sufficiently cope with it. However, when the viscous force is large, the imbalance of the rotational force in the axial direction becomes large, and the intermediate ring 4 and the inner ring 2 or the outer ring 10 come into contact with each other and burn. Undesirable results such as sticking are produced. Therefore, as shown in FIG. 2, by providing ball bearings at both ends of the intermediate ring 24, the rotational force of the intermediate ring 24 is increased, and the axial imbalance of the rotational force is eliminated. The operation is the same as in the first embodiment. The effect is that the rotational force of the intermediate ring 24 is obtained by the viscous force of the ball bearings on both sides and the fluid of the inner ring and the intermediate ring, so the forces are balanced in the axial direction, and the intermediate ring 24 does not tilt and is more stable You can get the rotation.

【００１５】本実施例における外輪のボール受け部１１
の逃げやたわみ部１２は上記第１実施例で述べた理由に
より設けなくても良い。以下の実施例でも同様である。The ball receiving portion 11 of the outer race in the present embodiment.
It is not necessary to provide the escape or flexure portion 12 for the reason described in the first embodiment. The same applies to the following embodiments.

【００１６】図３は本発明の第３実施例である。これは
中間リングのすべり軸受け部をボールベアリング部の両
側においたものである。中央付近にボール転動溝を成形
した内輪３２と、これに対応して、ボール転動溝を成形
した肉厚の薄いボール受け部２１と、中央付近にボール
保持穴を成形した中間リング３５と、ボール７でボール
ベアリングを構成し、内輪３２と外輪３０、３０’と中
間リング３５により、ボールベアリングをはさんで両側
に流体軸受１４、１５、１４’、１５’を設けている。
ボール受け部２１は肉厚のさらに薄いたわみ部１２a，
１２a’を介して外輪本体３０、３０’につながって偏
心を容易にしている。本実施例の場合、作用は上記実施
例と同様であるが、効果として、粘性抵抗は増加する
が、軸受けの負荷容量が増加し、上記第２実施例に示す
ボール２列の場合よりも半径方向の変形が容易であり、
空気などの粘性抵抗の小さい流体を潤滑剤として用いる
ときに有効である。FIG. 3 shows a third embodiment of the present invention. This is one in which the sliding bearing of the intermediate ring is placed on both sides of the ball bearing. An inner ring 32 having a ball rolling groove formed in the vicinity of the center, a thin ball receiving portion 21 having a ball rolling groove corresponding thereto, and an intermediate ring 35 having a ball holding hole formed in the vicinity of the center. , The ball 7 constitutes a ball bearing, and fluid bearings 14, 15, 14 ', 15' are provided on both sides of the ball bearing by the inner ring 32, the outer rings 30, 30 'and the intermediate ring 35.
The ball receiving portion 21 has a thinner flexure portion 12a,
It is connected to the outer ring main bodies 30, 30 'through 12a' to facilitate eccentricity. In the case of this embodiment, the operation is the same as that of the above-described embodiment, but as an effect, the viscous resistance increases, but the load capacity of the bearing increases, and the radius is larger than that in the case of the two rows of balls shown in the above-described second embodiment. Easy to change the direction,
This is effective when a fluid having low viscous resistance such as air is used as a lubricant.

【００１７】図４は本発明の第４実施例である。これは
上記第３実施例において、内輪の一方の端面にフランジ
部３３を、外輪の一方の端面に内側にフランジ部３４を
設け、これらと中間リング３５の両端面とで流体スラス
ト軸受け３６，３７を構成したものである。上記第１〜
３実施例では内輪及び外輪にはボール転動溝が成形して
あり、この中をボールが転がるため、軽いスラスト荷重
はボールにより支持できるが大きなスラスト荷重は支持
できない。そこで、図４に示すように矢印ａのスラスト
荷重が軸に作用する場合、内輪３２のフランジ部３３と
中間リング３５の端面とでスラスト軸受け３６を形成
し、外輪のフランジ部３４と中間リング３５’の端面と
でスラスト軸受け３７を形成する。このとき、各スラス
ト軸受けにおける相対速度はラジアル軸受けの場合と同
じで、スラスト軸受け３６ではＮ0ーＮで、スラスト軸
受け３７ではＮである。スラスト軸受けとしては、内輪
か中間リングの一方に、及び外輪か中間リングの一方に
ヘリングボーン溝を成形したものか、内側へ流体を押し
込むスパイラル溝を成形したものか、ティルティングパ
ッド方式が採用される。FIG. 4 shows a fourth embodiment of the present invention. In the third embodiment, a flange portion 33 is provided on one end surface of the inner ring, and a flange portion 34 is provided on one end surface of the outer ring. Fluid thrust bearings 36 and 37 are provided between the flange portion 33 and both end surfaces of the intermediate ring 35. It is what constituted. The above first to first
In the third embodiment, ball rolling grooves are formed in the inner ring and the outer ring, and the balls roll in the grooves, so that a light thrust load can be supported by the ball, but a large thrust load cannot be supported. Therefore, when a thrust load indicated by an arrow a acts on the shaft as shown in FIG. 4, a thrust bearing 36 is formed by the flange 33 of the inner ring 32 and the end face of the intermediate ring 35, and the flange 34 of the outer ring and the intermediate ring 35 are formed. The thrust bearing 37 is formed with the end face of the '. At this time, the relative speed of each thrust bearing is the same as that of the radial bearing, that is, N0-N for the thrust bearing 36 and N for the thrust bearing 37. As the thrust bearing, one with a herringbone groove formed on one of the inner ring and the intermediate ring and one on the outer ring or the intermediate ring, a spiral groove for pushing the fluid inward, or a tilting pad method is adopted. You.

【００１８】図５は本発明の第５実施例で、第１実施例
において、転動体としてボールの代わりにローラを用い
たものである。図５に示すように、この場合、内輪３２
の外周及び外輪のローラ受け部５１の内面には、転動体
の転がる転動溝がなくフラットな面となっている。した
がってこの軸受けでは軸方向の規制はローラ４７の軸方
向への摩擦力のみであるため、軸方向に動く可能性があ
る。そこで、第４実施例と同様に内輪のフランジ部３３
と中間リング３５の端面とで流体スラスト軸受け３６を
形成し、外輪のフランジ部３４と中間リング３５’の端
面とで流体スラスト軸受け３７を形成し、スラスト荷重
を支持する。ローラ４７には中空パイプ構造とすること
により大きな変位がとれ、中空のボールより製作が容易
であること、また内輪外輪に転動溝を成形する必要が無
く、流体軸受け部１４、１５のの間隙の管理が、ローラ
４７の直径に対する中間リング３４の内径及び厚みのコ
ントロール、ならびに内輪の外形及び外輪の内径の寸法
管理でよいため、ボールを用いた場合よりも容易である
ことから、コストが安くなる効果がある。FIG. 5 shows a fifth embodiment of the present invention, in which a roller is used instead of a ball as a rolling element in the first embodiment. In this case, as shown in FIG.
And the inner surface of the roller receiving portion 51 of the outer ring has a flat surface with no rolling grooves for rolling elements. Therefore, in this bearing, since the regulation in the axial direction is only the frictional force of the roller 47 in the axial direction, the bearing may move in the axial direction. Therefore, similarly to the fourth embodiment, the flange portion 33 of the inner race is provided.
And the end face of the intermediate ring 35, a fluid thrust bearing 36 is formed, and the flange portion 34 of the outer ring and the end face of the intermediate ring 35 'form a fluid thrust bearing 37, thereby supporting a thrust load. Since the roller 47 has a hollow pipe structure, a large displacement can be obtained, it is easier to manufacture than a hollow ball, and there is no need to form a rolling groove in the inner ring and outer ring, and the gap between the fluid bearing portions 14 and 15 is eliminated. Can be controlled by controlling the inner diameter and the thickness of the intermediate ring 34 with respect to the diameter of the roller 47, and by controlling the dimensions of the outer shape of the inner ring and the inner diameter of the outer ring, which is easier than using a ball. There is an effect.

【００１９】ボールをローラに置き換える構造は、第１
実施例に適用した図５のみでな、他の実施例にも適用で
きる。図６は第４実施例のボールをローラに置き換えた
本発明の第６実施例を示す。作用および機能は第４実施
例と同様であり、コストが安くなる効果が得られる。The structure in which the ball is replaced with a roller is described in the first aspect.
The present invention can be applied not only to FIG. 5 applied to the embodiment but also to other embodiments. FIG. 6 shows a sixth embodiment of the present invention in which the balls of the fourth embodiment are replaced with rollers. The operation and function are the same as those of the fourth embodiment, and the effect of reducing the cost can be obtained.

【００２０】図７は本発明の第７実施例で、図７の矢印
ａ方向にスラスト力を受ける場合のスラスト軸受けへの
適用例である。中央部がくり貫かれた円盤状の内輪６２
と、厚みの薄いボール受け部７１がさらに肉厚の薄いた
わみ部７２で外輪本体７０と連結された外輪により、内
側のボール保持穴にボール６７を保持した中間プレート
６４が軸方向に挟みこまれて流体スラスト軸受け７４、
７５及び転がりスラスト軸受け６５を形成している。内
輪６２と外輪のボール受け部７１にはボールの半径より
若干大きい半径のボール転動溝７８及び７７が円周状に
成形されている。今、軸６１が回転しそれに伴って、軸
のフランジ部６３に押しつけられている内輪６２が軸と
同一速度で回転する。それに伴ってボール６７が転動溝
７７上を転がるが、内輪の転動溝７８と外輪の転動溝７
７は同一半径であるので、ボール６７の公転速度は軸の
回転速度の１／２となる。ボール６７の公転速度（回転
数）と中間プレートの公転速度（回転数）は同じである
ので、内輪６２と中間リング６４の流体軸受け７４にお
ける相対速度は軸回転速度の１／２となり、中間リング
６４と外輪の流体軸受け７５における相対速度も１／２
となる。潤滑油はエアーと一緒に矢印ｂから供給され軸
受け内を通って矢印ｃへ抜けていく。流体軸受けとして
は動圧を発生するティルティングパッド軸受けあるいは
ヘリングボーン溝軸受け、または遠心力が大きい場合は
内側へ潤滑油を押し込むスパイラル溝軸受けが採用され
る。本発明によりスラスト軸受けにおいても相対速度を
半減することが可能となる。FIG. 7 shows a seventh embodiment of the present invention, which is an example of application to a thrust bearing when receiving a thrust force in the direction of arrow a in FIG. Disc-shaped inner ring 62 with a hollow center
The intermediate plate 64 holding the ball 67 in the inner ball holding hole is axially sandwiched by the outer ring in which the thinner ball receiving portion 71 is connected to the outer ring main body 70 by the thinner flexure portion 72. Fluid thrust bearing 74,
75 and a rolling thrust bearing 65 are formed. Ball rolling grooves 78 and 77 having a radius slightly larger than the radius of the ball are formed in the inner ring 62 and the ball receiving portion 71 of the outer ring in a circumferential shape. Now, the shaft 61 rotates, and accordingly, the inner ring 62 pressed against the flange portion 63 of the shaft rotates at the same speed as the shaft. As a result, the ball 67 rolls on the rolling groove 77, but the rolling groove 78 of the inner ring and the rolling groove 7 of the outer ring 7
Since 7 has the same radius, the revolving speed of the ball 67 is の of the rotation speed of the shaft. Since the revolution speed (rotation speed) of the ball 67 and the revolution speed (rotation speed) of the intermediate plate are the same, the relative speed of the inner ring 62 and the intermediate ring 64 in the fluid bearing 74 becomes の of the shaft rotation speed, and The relative speed of the fluid bearing 75 between the outer ring 64 and the outer ring is also 1/2.
Becomes The lubricating oil is supplied from the arrow b together with the air and passes through the bearing to the arrow c. As the fluid bearing, a tilting pad bearing or a herringbone groove bearing for generating dynamic pressure, or a spiral groove bearing for pushing lubricating oil inward when centrifugal force is large is employed. According to the present invention, it is possible to reduce the relative speed by half even in the thrust bearing.

【００２１】図８は本発明の第８実施例で、上記した第
７実施例の図７において内輪、外輪及び中間リングをＬ
字断面とし、ボールベアリング部分をラジアル軸受け構
成としたものである。断面がＬ字の内輪８２と、ボール
保持部が内側にあるＬ字の中間リング８４と、断面がＬ
字の外輪８０と、中間リング８４のボール保持部に支持
されたボール６７により構成される。矢印ａのスラスト
力の変化により、流体スラスト軸受け７４、７５の間隙
が変化するため、外輪８０のボール受け部に転動溝８１
が円周上に成形されているが、内輪８３のボール接触面
にはボール転動溝が無く、内輪８３の軸方向への動きを
規制しないようにしている。軸６１が回転して、ボール
６７が内輪の回りを公転するとき、中間リングはボール
により押されボール６７の公転速度で、回転する。ボー
ルの公転速度は、第１実施例と同様である。本実施例は
ラジアル荷重が小さくスラスト荷重が大きい場合に適す
る。本実施例ではボールの代わりにローラを用いること
もできる。FIG. 8 shows an eighth embodiment of the present invention. In FIG.
The ball bearing portion has a radial bearing configuration. An inner ring 82 having an L-shaped cross section, an L-shaped intermediate ring 84 having a ball holding portion on the inside,
And a ball 67 supported by a ball holding portion of the intermediate ring 84. Since the gap between the fluid thrust bearings 74 and 75 changes due to the change in the thrust force indicated by the arrow a, the rolling groove 81 is formed in the ball receiving portion of the outer ring 80.
Are formed on the circumference, but there is no ball rolling groove on the ball contact surface of the inner ring 83 so that the axial movement of the inner ring 83 is not restricted. When the shaft 61 rotates and the ball 67 revolves around the inner ring, the intermediate ring is pushed by the ball and rotates at the revolving speed of the ball 67. The revolving speed of the ball is the same as in the first embodiment. This embodiment is suitable when the radial load is small and the thrust load is large. In this embodiment, a roller can be used instead of the ball.

【００２２】図９は本発明の第９の実施例で、上記第８
実施例で図８に示すボールと流体軸受けの位置を入れ替
えたものである。ボール６７が中間リング９４のボール
保持穴に保持され、内輪９２と外輪９１により狭持され
ている。ラジアルベアリングは内輪のラジアル部９３と
中間リング９４及び外輪のラジアル部９０の間ですべり
軸受け９７，９６が形成される。この場合、外輪９１に
は転動溝９０を成形するが、内輪９２のボールとの接触
面には、溝を成形しない。この場合、ボールの転動によ
る公転速度は軸回転速度の１／２であり、内輪ラジアル
部９３と中間リング９４の軸受け面の相対速度は軸回転
速度の１／２となり、また、外輪のラジアル部９０の軸
受け面と中間リング９４の軸受け面の相対速度も軸回転
速度の１／２となる。内輪９２のボール受け面には溝が
ないため、半径方向にはラジアル軸受けのクリアランス
の範囲で自由に動きうるので、荷重を支持するための偏
心を与えることが容易である。本実施例では、外輪のボ
ール受け部にたわみを持たせる必要がない。また、図示
しないが、ボール転動位置をラジアルベアリングよりも
内側とすることもできる。FIG. 9 shows a ninth embodiment of the present invention.
In the embodiment, the positions of the ball and the fluid bearing shown in FIG. 8 are interchanged. The ball 67 is held in a ball holding hole of the intermediate ring 94, and is held between the inner ring 92 and the outer ring 91. In the radial bearing, sliding bearings 97 and 96 are formed between the radial portion 93 of the inner ring and the intermediate ring 94 and the radial portion 90 of the outer ring. In this case, a rolling groove 90 is formed on the outer ring 91, but no groove is formed on the contact surface of the inner ring 92 with the ball. In this case, the revolving speed due to the rolling of the ball is の of the shaft rotation speed, the relative speed between the inner ring radial portion 93 and the bearing surface of the intermediate ring 94 is の of the shaft rotation speed, and the radial of the outer ring is The relative speed between the bearing surface of the portion 90 and the bearing surface of the intermediate ring 94 is also １ ／ of the shaft rotation speed. Since there is no groove in the ball receiving surface of the inner ring 92, the ball can freely move in the radial direction within the range of the clearance of the radial bearing, so that it is easy to provide eccentricity for supporting the load. In this embodiment, it is not necessary to make the ball receiving portion of the outer race bend. Although not shown, the ball rolling position may be located inside the radial bearing.

【００２３】図１０は本発明の第１０実施例で、ラジア
ルとスラスト軸受けの両方を中間リングを設けた流体軸
受けとしたものである。断面がＬ字形状をした内輪９２
及び外輪９１には曲がり部においてボール６７の半径よ
り若干大きい半径の転動溝１０３，１０４が円周上に成
形してある。断面がＬ字形状をした中間リングには、曲
がり部にボール保持用の穴が成形されており、ボール６
７が保持される。中間リングのラジアル部１０１と内輪
のラジアル部９３及び外輪のラジアル部９０で流体ラジ
アル軸受け９６，９７が構成され、中間リングのスラス
ト部１００と内輪のスラスト部９２及び外輪のスラスト
部９１により、流体スラスト軸受け１０５，１０６が構
成される。各軸受けにおける相対速度はボールが接して
いる内輪及び外輪の直径差で決まり、内輪のボール転動
位置の直径をＤ１’，外輪のボール転動位置の直径をＤ
２’とすると、ボールの公転速度Ｎ’は、数４となる。
本実施例では、大きなラジアルとスラストの両方の荷重
を支持することができる。FIG. 10 shows a tenth embodiment of the present invention, in which both radial and thrust bearings are fluid bearings provided with an intermediate ring. Inner ring 92 having an L-shaped cross section
In the outer ring 91, rolling grooves 103 and 104 having a radius slightly larger than the radius of the ball 67 at the bent portion are formed on the circumference. In the intermediate ring having an L-shaped cross section, a hole for holding a ball is formed at a bent portion.
7 is held. Fluid radial bearings 96 and 97 are formed by the radial portion 101 of the intermediate ring, the radial portion 93 of the inner ring, and the radial portion 90 of the outer ring. Fluid radial bearings 96 and 97 are formed by the thrust portion 100 of the intermediate ring, the thrust portion 92 of the inner ring, and the thrust portion 91 of the outer ring. Thrust bearings 105 and 106 are configured. The relative speed of each bearing is determined by the diameter difference between the inner ring and the outer ring with which the ball is in contact. The diameter of the ball rolling position of the inner ring is D1 'and the diameter of the ball rolling position of the outer ring is D.
Assuming 2 ′, the revolving speed N ′ of the ball is given by Equation 4.
In this embodiment, both large radial and thrust loads can be supported.

【００２４】[0024]

【数４】 Ｎ＝Ｎ0×Ｄ1’／(Ｄ1’＋Ｄ2’)N = N0 × D1 '/ (D1' + D2 ')

【００２５】図１１は本発明の第１１実施例である。上
記第１０実施例では中間リングと内輪及び外輪の相対回
転速度がほぼ１／２に近い値をとるが、回転数をさらに
高速にしたい場合にはさらに相対速度を下げる必要があ
る。図１１は中間リングを２層用いて、それぞれ内輪１
１２と内側中間リング１１５の相対速度、内側中間リン
グ１１５と外側中間リング１１４の相対速度、及び外輪
１２０と外側中間リング１１４の相対速度を、それぞれ
軸回転速度の約１／３にしようとするものである。内輪
１１２と外輪１２０との間に一端側にボールを保持する
穴を設けた内側中間リング１１５、及び内側中間リング
１１５のボール保持穴位置と反対側にボール保持穴を持
つ外側中間リング１１４を挿入している。内側中間リン
グ１１５のボール保持穴には内輪１１２のボール転動溝
と外側中間リング１１４のボール転動溝とに接してボー
ル１０７’が挿入され、外側中間リング１１４のボール
保持穴には、外輪１２０のボール転動溝と内側中間リン
グ１１５の転動溝に接するようにボール１０７が挿入さ
れている。内輪と内側中間リング間で流体軸受け１２１
が形成され、内側中間リング１１５と外側中間リング１
１４の間で、流体軸受け１２２が形成され、外側中間リ
ング１１４と外輪１２０の間で流体軸受け１２３が成形
されている。いま内輪のボール転動溝の直径をＤ１、外
側中間リング１１４のボール転動溝の内直径をＤ３、内
側中間リング１１５のボール転動溝の直径をＤ４、外輪
１２０のボール転動溝の内直径をＤ２とする。内側及び
外側の中間リングの回転速度をそれぞれＮ１及びＮ２、
軸の回転速度をＮ0とすると、Ｎ１は数５となり、Ｎ２
は数６となる。ボールの直径が軸受けの直径に比べて十
分小さいとすると、ほぼＮ１＝２・Ｎ０／３、Ｎ２＝Ｎ
０／３となる。このように本実施例では、各流体軸受け
における相対速度を約１／３づつに低減することができ
る。摩擦力は速度の２乗に比例するので１／９になる
が、軸受け数が３倍に増えており、さらに同じ負荷容量
を得ようとする場合、ギャップを１／２にする必要があ
るので、摩擦力の低減は４０％程度が可能である。FIG. 11 shows an eleventh embodiment of the present invention. In the tenth embodiment, the relative rotational speeds of the intermediate ring, the inner ring, and the outer ring take a value close to 1/2, but if it is desired to further increase the rotational speed, it is necessary to further reduce the relative speed. FIG. 11 shows the use of two intermediate rings,
The relative speed between the inner intermediate ring 115 and the inner intermediate ring 115, the relative speed between the inner intermediate ring 115 and the outer intermediate ring 114, and the relative speed between the outer ring 120 and the outer intermediate ring 114 are each set to about 1/3 of the shaft rotation speed. It is. An inner intermediate ring 115 provided with a hole for holding a ball at one end between the inner ring 112 and the outer ring 120, and an outer intermediate ring 114 having a ball holding hole on the opposite side of the ball holding hole position of the inner intermediate ring 115 are inserted. doing. The ball 107 ′ is inserted into the ball holding hole of the inner middle ring 115 in contact with the ball rolling groove of the inner ring 112 and the ball rolling groove of the outer middle ring 114, and the ball holding hole of the outer middle ring 114 is fitted with the outer ring. The ball 107 is inserted so as to be in contact with the ball rolling groove 120 and the rolling groove of the inner intermediate ring 115. Fluid bearing 121 between inner ring and inner intermediate ring
Is formed, and the inner intermediate ring 115 and the outer intermediate ring 1 are formed.
14, a fluid bearing 122 is formed, and a fluid bearing 123 is formed between the outer intermediate ring 114 and the outer race 120. Now, the diameter of the ball rolling groove of the inner ring is D1, the inner diameter of the ball rolling groove of the outer intermediate ring 114 is D3, the diameter of the ball rolling groove of the inner intermediate ring 115 is D4, and the diameter of the ball rolling groove of the outer ring 120 is Let the diameter be D2. The rotation speeds of the inner and outer intermediate rings are N1 and N2, respectively.
Assuming that the rotational speed of the shaft is N0, N1 is given by Equation 5, and N2
Becomes Equation 6. Assuming that the diameter of the ball is sufficiently smaller than the diameter of the bearing, approximately N1 = 2 · N0 / 3 and N2 = N
It becomes 0/3. As described above, in this embodiment, the relative speed of each fluid bearing can be reduced by about 1/3. The friction force is 1/9 because it is proportional to the square of the speed. However, the number of bearings has increased three times, and when trying to obtain the same load capacity, the gap must be reduced to 1/2. The frictional force can be reduced by about 40%.

【００２６】[0026]

【数５】 Ｎ1＝Ｎ0・Ｄ1・（Ｄ2＋Ｄ4）／（Ｄ1・Ｄ
2＋Ｄ1・Ｄ4＋Ｄ3・Ｄ4）N1 = N0 · D1 · (D2 + D4) / (D1 · D
2 + D1 · D4 + D3 · D4)

【００２７】[0027]

【数６】 Ｎ2＝Ｎ0・Ｄ1・Ｄ4／（Ｄ1・Ｄ2＋Ｄ1・
Ｄ4＋Ｄ3・Ｄ4）[Formula 6] N2 = N0 · D1 · D4 / (D1 · D2 + D1 ·
D4 + D3 · D4)

【００２８】図１２は本発明の第１２実施例で、上記第
１１実施例では、ボールベアリングが内側中間リングと
外側中間リングでそれぞれ互いに反対側にあるため、力
のバランスが悪くなる。そこで、図１２に示すように内
側中間リング１２５の軸方向両側にボールを保持する穴
をを設け、外側中間リングと内輪間でボールベアリング
１３５、１３５’を構成する。外側中間リングの１２４
の中央にローラ１３６を保持する長穴を設け、これにロ
ーラ１３６を挿入し、内側中間リング１２５と外輪１３
０にてローラベアリングを構成する。外側中間リング１
２４のボールベアリング部１３５、１３５’の外径側
は、外輪１３０との間で流体軸受け１３３、１３３’を
構成する。また内側中間リング１２５のローラ１３６を
受けている部分の内側は、内輪１３２との間で流体軸受
け１３４を構成する。それぞれの中間リングにおける相
対的な回転速度は上記第１１実施例で述べたのと同じで
ある。本実施例の場合、力のバランスがよくローラ１３
６を組み込んだ分摩擦は増加するが、第１１実施例のば
あいより安定している。また同じ効果が得られる。FIG. 12 shows a twelfth embodiment of the present invention. In the eleventh embodiment, since the ball bearings are opposite to each other in the inner intermediate ring and the outer intermediate ring, the force balance is poor. Therefore, as shown in FIG. 12, holes for holding the balls are provided on both sides in the axial direction of the inner intermediate ring 125, and ball bearings 135 and 135 'are formed between the outer intermediate ring and the inner ring. 124 of the outer intermediate ring
The roller 136 is inserted into the elongated hole for holding the roller 136 in the center of the
0 constitutes a roller bearing. Outer intermediate ring 1
The outer diameter sides of the 24 ball bearing portions 135 and 135 ′ constitute fluid bearings 133 and 133 ′ with the outer ring 130. The inside of the portion of the inner intermediate ring 125 that receives the roller 136 forms a fluid bearing 134 with the inner ring 132. The relative rotation speed of each intermediate ring is the same as described in the eleventh embodiment. In the case of the present embodiment, the roller 13 has a good balance of force.
Although the friction increases due to the incorporation of No. 6, it is more stable in the case of the eleventh embodiment. The same effect can be obtained.

【００２９】図１３は本発明の第１３実施例で、３層の
中間リングを用いて、それぞれの相対速度を約１／４づ
つに下げるものである。最内周の第１中間リング１４７
及び最外周の第３中間リング１４６には軸方向両側にボ
ール保持用のホールが設けてあり、それぞれのホールに
は、それぞれボール１０７、１０７’、１０８、１０
８’が挿入してあり、内輪１４２と第２中間リング１４
５間でボールベアリングを形成し、第２中間リング１４
５と外輪１４０でボールベアリングを形成している。ま
た、第２中間リング１４５には中央に円周方向に等ピッ
チに複数の長穴が設けてあり、この長穴にローラ１３６
が挿入され、第１中間リング１４７と第３中間リング１
４６とでローラベアリングを構成する。ローラベアリン
グを構成している第３中間リングの外側と外輪１４０の
対向面、及び内輪１４２と第１中間リング１４７のロー
ラベアリングを構成する部分の内側面とで流体軸受け１
４４及び１３４が構成されている。今内輪１４２のボー
ル転動溝の直径をＤ１、第２中間リング１４５の内側の
ボール転動溝の直径をＤ３、第１中間リング１４７のロ
ーラ転動面の直径をＤ４、第３中間リング１４５のロー
ラ転動面の内直径をＤ５、第２中間リング１４５の外側
のボール転動溝の直径をＤ６、外輪１４０のボール転動
溝の内直径をＤ２とし、軸の回転速度をＮ０とすると、
第１中間リング１４７の回転速度Ｎ１は数７となり、第
２中間リング１４５の回転速度Ｎ２は、数８となり、第
３中間リング１４４の回転速度Ｎ３は、数９となる。ボ
ール１０７、１０７’、１０８、１０８’の直径及びロ
ーラ１３６の直径が軸受け直径Ｄ１〜Ｄ６に比べ十分小
さいとき、それぞれの中間リングの回転速度は、おおよ
そＮ１＝３・Ｎ０／４，Ｎ２＝Ｎ０／２，Ｎ３＝Ｎ０／
４となり、約１／４に減速される。この場合、流体軸受
け部分は１３４と１４４の２カ所であるため、摩擦抵抗
は１／８に減少する。FIG. 13 shows a thirteenth embodiment of the present invention, in which three layers of intermediate rings are used to reduce the relative speed of each of them to about 1/4. First intermediate ring 147 at the innermost circumference
In addition, the outermost third intermediate ring 146 is provided with holes for holding balls on both sides in the axial direction, and the holes are respectively provided with balls 107, 107 ', 108,
8 ′ is inserted, and the inner ring 142 and the second intermediate ring 14
5 to form a ball bearing, and the second intermediate ring 14
5 and the outer ring 140 form a ball bearing. The second intermediate ring 145 is provided with a plurality of long holes in the center at a constant pitch in the circumferential direction.
Are inserted, the first intermediate ring 147 and the third intermediate ring 1
And 46 constitute a roller bearing. The fluid bearing 1 includes an outer surface of the third intermediate ring forming the roller bearing, an opposing surface of the outer ring 140, and an inner surface of the inner ring 142 and an inner surface of the portion forming the roller bearing of the first intermediate ring 147.
44 and 134 are configured. Now, the diameter of the ball rolling groove of the inner ring 142 is D1, the diameter of the ball rolling groove inside the second intermediate ring 145 is D3, the diameter of the roller rolling surface of the first intermediate ring 147 is D4, and the third intermediate ring 145. Assuming that the inner diameter of the roller rolling surface is D5, the diameter of the ball rolling groove outside the second intermediate ring 145 is D6, the inner diameter of the ball rolling groove of the outer ring 140 is D2, and the rotational speed of the shaft is N0. ,
The rotation speed N1 of the first intermediate ring 147 is represented by Expression 7, the rotation speed N2 of the second intermediate ring 145 is represented by Expression 8, and the rotation speed N3 of the third intermediate ring 144 is represented by Expression 9. When the diameter of the balls 107, 107 ', 108, 108' and the diameter of the roller 136 are sufficiently smaller than the bearing diameters D1 to D6, the rotation speed of each intermediate ring is approximately N1 = 3.N0 / 4, N2 = N0. / 2, N3 = N0 /
4 and is reduced to about 1/4. In this case, since there are two fluid bearing portions 134 and 144, the frictional resistance is reduced to 1/8.

【００３０】[0030]

【数７】 Ｎ1＝Ｎ0×Ｄ1・(Ｄ2・Ｄ4＋Ｄ2・Ｄ5＋Ｄ4・Ｄ
6)／(Ｄ1・Ｄ2・Ｄ4＋Ｄ1・Ｄ2・Ｄ5＋Ｄ1・Ｄ4・Ｄ6＋Ｄ2・Ｄ
3・Ｄ5)[Formula 7] N1 = N0 × D1 · (D2 · D4 + D2 · D5 + D4 · D
6) / (D1, D2, D4 + D1, D2, D5 + D1, D4, D6 + D2, D
3 ・ D5)

【００３１】[0031]

【数８】 Ｎ2＝Ｎ0×Ｄ1・Ｄ4・(Ｄ2＋Ｄ6)／(Ｄ1・Ｄ2・
Ｄ4＋Ｄ1・Ｄ2・Ｄ5＋Ｄ1・Ｄ4・Ｄ6＋Ｄ2・Ｄ3・Ｄ5)[Equation 8] N2 = N0 × D1 · D4 · (D2 + D6) / (D1 · D2 ·
(D4 + D1, D2, D5 + D1, D4, D6 + D2, D3, D5)

【００３２】[0032]

【数９】 Ｎ3＝Ｎ0×Ｄ1・Ｄ4・Ｄ6／(Ｄ1・Ｄ2・Ｄ4＋Ｄ
1・Ｄ2・Ｄ5＋Ｄ1・Ｄ4・Ｄ6＋Ｄ2・Ｄ3・Ｄ5)N3 = N0 × D1, D4, D6 / (D1, D2, D4 + D
1 ・ D2 ・ D5 + D1 ・ D4 ・ D6 + D2 ・ D3 ・ D5)

【００３３】図１４は本発明の第１４実施例で、ボール
ベアリングのみで多層軸受けを構成したものである。第
１中間リング１５４及び第２中間リング１５５にはボー
ルを保持するホールが設けてありそれぞれのホールには
ボール１５１及び１５１’が挿入してある。第１中間リ
ング１５４は単独の保持器を有するボール１５３を介し
て内輪１５２との間でボールベアリングを構成し、第２
中間リング１５５のボール１５１’を受けている反対側
の面では、単独の保持器を有するボール１５３’により
外輪１５０との間でボールベアリングを構成し荷重を支
持している。いま、内輪１５２のボール１５１’のボー
ル転動溝直径をＤ１、及び第２中間リングのボール１５
１’のボール転動面の内直径をＤ２、第１中間リングの
ボール１５１のボール転動溝の直径をＤ３外輪１５０の
ボール１５１のボール転動溝の直径をＤ３とすると、第
１中間リングの回転速度Ｎ１は、軸回転速度をＮ０とす
ると、数４で示され、第２中間リングの回転速度は数５
となる。これは第１０実施例と同じである。このようボ
ールベアリングだけの多層構造によっても、相対的な回
転速度を減少することができる。FIG. 14 shows a fourteenth embodiment of the present invention, in which a multi-layer bearing is constituted only by ball bearings. The first intermediate ring 154 and the second intermediate ring 155 are provided with holes for holding the balls, and the balls 151 and 151 'are inserted into the respective holes. The first intermediate ring 154 forms a ball bearing with the inner ring 152 via a ball 153 having a single cage,
On the opposite side of the intermediate ring 155 receiving the ball 151 ', a ball 153' having a single retainer forms a ball bearing with the outer ring 150 to support the load. Now, the ball rolling groove diameter of the ball 151 'of the inner ring 152 is D1, and the ball 15 of the second intermediate ring is D1.
Assuming that the inner diameter of the ball rolling surface of 1 ′ is D2, the diameter of the ball rolling groove of the ball 151 of the first intermediate ring is D3, and the diameter of the ball rolling groove of the ball 151 of the outer ring 150 is D3, the first intermediate ring The rotation speed N1 of the second intermediate ring is expressed by the following expression (4), where N0 is the shaft rotation speed.
Becomes This is the same as the tenth embodiment. The relative rotational speed can be reduced by such a multilayer structure including only ball bearings.

【００３４】図１５は本発明の第１５実施例で、３層の
転がり軸受けの場合を示したものである。本実施例は図
１３に示す第１２実施例における流体軸受け１４４及び
１４７をローラベアリングに置き換えたもので、回転速
度の振り分けは第１３実施例と同等である。本実施例で
は流体による粘性抵抗が小さく、摩擦による抵抗を小さ
くできより高速回転が可能である。FIG. 15 shows a fifteenth embodiment of the present invention, in which a three-layer rolling bearing is used. In this embodiment, the fluid bearings 144 and 147 in the twelfth embodiment shown in FIG. 13 are replaced with roller bearings, and the distribution of the rotational speed is the same as that of the thirteenth embodiment. In this embodiment, the viscous resistance due to the fluid is small, the resistance due to friction can be reduced, and higher-speed rotation is possible.

【００３５】[0035]

【発明の効果】本発明によれば、中間リングを用いて多
層の軸受けを構成したとき、各軸受けにおける回転速度
を等分に減速できるので、回転による摩擦抵抗を減ら
し、温度上昇を低く抑え得ることができるので、より高
速回転が可能となる。According to the present invention, when a multilayer bearing is formed by using the intermediate ring, the rotational speed of each bearing can be reduced equally, so that the frictional resistance due to rotation can be reduced and the temperature rise can be suppressed low. , It is possible to rotate at a higher speed.

【図面の簡単な説明】[Brief description of the drawings]

【図１】本発明の第１実施例の複合軸受けの要部断面
図。FIG. 1 is a sectional view of an essential part of a composite bearing according to a first embodiment of the present invention.

【図２】本発明の第２実施例の複合軸受けの要部断面図FIG. 2 is a sectional view of a main part of a composite bearing according to a second embodiment of the present invention.

【図３】本発明の第３実施例の複合軸受けの要部断面
図。FIG. 3 is a sectional view of an essential part of a composite bearing according to a third embodiment of the present invention.

【図４】本発明の第４実施例の複合軸受けの要部断面図FIG. 4 is a sectional view of an essential part of a composite bearing according to a fourth embodiment of the present invention.

【図５】本発明の第５実施例の複合軸受けの要部断面
図。FIG. 5 is a sectional view of a main part of a composite bearing according to a fifth embodiment of the present invention.

【図６】本発明の第６実施例の複合軸受けの要部断面
図。FIG. 6 is a sectional view of an essential part of a composite bearing according to a sixth embodiment of the present invention.

【図７】本発明の第７実施例の複合軸受けの要部断面
図。FIG. 7 is a sectional view of an essential part of a composite bearing according to a seventh embodiment of the present invention.

【図８】本発明の第８実施例の複合軸受けの要部断面
図。FIG. 8 is a sectional view of an essential part of a composite bearing according to an eighth embodiment of the present invention.

【図９】本発明の第９実施例の複合軸受けの要部断面図FIG. 9 is a sectional view of an essential part of a composite bearing according to a ninth embodiment of the present invention.

【図１０】本発明の第１０実施例の複合軸受けの要部断
面図。FIG. 10 is a sectional view of a main part of a composite bearing according to a tenth embodiment of the present invention.

【図１１】本発明の第１１実施例の複合軸受けの要部断
面図FIG. 11 is a sectional view of an essential part of a composite bearing according to an eleventh embodiment of the present invention.

【図１２】本発明の第１２実施例の複合軸受けの要部断
面図。FIG. 12 is a sectional view of an essential part of a composite bearing according to a twelfth embodiment of the present invention.

【図１３】本発明の第１３実施例の複合軸受けの要部断
面図。FIG. 13 is a sectional view of an essential part of a composite bearing according to a thirteenth embodiment of the present invention.

【図１４】本発明の第１４実施例の複合軸受けの要部断
面図。FIG. 14 is a sectional view of a main part of a composite bearing according to a fourteenth embodiment of the present invention.

【図１５】本発明の第１７実施例の複合軸受けの要部断
面図。FIG. 15 is a sectional view of a main part of a composite bearing according to a seventeenth embodiment of the present invention.

【図１６、１７】従来の複合複合軸受けの要部断面図。16 and 17 are cross-sectional views of main parts of a conventional composite bearing.

【符号の説明】[Explanation of symbols]

１，６１，１Ｙ 軸 ２，２２，３２，６２，７２，８２，１５２，１６２，
１１ｘ 内輪 ４，２４，３５，６４，８４，１０１，１２ｘ，３Ｙ
中間リング ５，６５ ボール保持部 ６，６６ テー
パ部 ７，６７，１０７，１０８，１５１，１５３，１６３，
１６４ ボール １３ｘ，１４ｘ ボール ８，１３，７７，７８，８１，８８，１０３，１０４
ボール転動溝 １０，２０，３０，４０，５２ 外輪本体 ７０，８０，９０，１３７，１５０、１７０ 外輪本
体 １１，２１，５１，１１１ ボール受け部 １
２，１１０たわみ部 １４，１５，９６，９
７，１２１，１２２，１２３ 流体軸受け １３３，１３４ 流体軸受け １６，２６
ベアリング押さえ １７，２７，８７，１１７，１３８ スペーサ ３３ 内輪フランジ部 ３４ 外輪フランジ部 ３６，３７，７４，７５，１０５，１０６ 流体スラス
ト軸受け ４７，１３６，１６６，１６７，１６８ ローラ ６３ 軸フランジ部 ８１，９３ 内輪ラ
ジアル部 １００ 中間リングスラスト部 ９１ 外輪スラス
ト部 １１２，１４２ 内輪本体 １１４，１２４，１４５，１５５，１６５ 第２中間
リング １１５，１２５，１４７，１５４，１７２ 第１中間
リング １４６，１７１ 第３中間リング1,61,1Y axis 2,22,32,62,72,82,152,162,
11x inner ring 4,24,35,64,84,101,12x, 3Y
Intermediate ring 5,65 Ball holding part 6,66 Taper part 7,67,107,108,151,153,163,163
164 balls 13x, 14x balls 8, 13, 77, 78, 81, 88, 103, 104
Ball rolling groove 10, 20, 30, 40, 52 Outer ring main body 70, 80, 90, 137, 150, 170 Outer ring main body 11, 21, 51, 111 Ball receiving portion 1
2,110 deflection part 14,15,96,9
7, 121, 122, 123 Fluid bearing 133, 134 Fluid bearing 16, 26
Bearing press 17, 27, 87, 117, 138 Spacer 33 Inner ring flange 34 Outer ring flange 36, 37, 74, 75, 105, 106 Fluid thrust bearings 47, 136, 166, 167, 168 Roller 63 Shaft flange 81, 93 inner ring radial portion 100 middle ring thrust portion 91 outer ring thrust portion 112,142 inner ring main body 114,124,145,155,165 second middle ring 115,125,147,154,172 first middle ring 146,171 third middle ring

Claims (1)

【特許請求の範囲】[Claims] 【請求項１】軸あるいは内輪とスリーブあるいは外輪と
の間に１ないし数個の中間リングを挿入し、軸あるいは
内輪と中間リング及び中間リングと外輪あるいはスリー
ブ間で、流体あるいは転動体を介して、２ないし数層の
軸受けを構成する複合軸受けにおいて、中間リングにボ
ール又はローラなどの転動体の保持穴を設け、該保持穴
に転動体を挿入し、該中間リングをはさむ該中間リング
のすぐ内側にある軸あるいは内輪或いは中間リングと、
該中間リングのすぐ外側にある外輪或いはスリーブ或い
は中間リングとで、ころがり軸受けを構成したことを特
徴とする複合軸受け。1. One or several intermediate rings are inserted between a shaft or an inner ring and a sleeve or an outer ring, and a fluid or a rolling element is interposed between the shaft or the inner ring and the intermediate ring and between the intermediate ring and the outer ring or the sleeve. In a composite bearing comprising two or several layers of bearings, a holding hole for a rolling element such as a ball or a roller is provided in an intermediate ring, a rolling element is inserted into the holding hole, and the intermediate ring is inserted immediately after the intermediate ring. An inner shaft or inner ring or intermediate ring,
A composite bearing, wherein a rolling bearing is constituted by an outer ring, a sleeve, or an intermediate ring immediately outside the intermediate ring.