CN103620242B - 滚动轴承及其设计方法 - Google Patents

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Abstract

本发明提供一种滚动轴承，对于作用由较大的径向载荷的轴承而言，能够抑制蠕变现象的产生。在内圈与轴为间隙配合的情况下，在内圈的壁厚t（滚动体与内圈的轨道面的接触范围中的壁厚最薄位置处的、与轨道面正交的方向上的相当壁厚t）和滚动体彼此的周向间隔w（当滚动体的配置个数为Z、且轴承的内径为SD时，由w＝π×SD/Z表示）之间，使t/w＞0.5的条件成立。在外圈与壳体为间隙配合的情况下，使外圈的壁厚t（滚动体与外圈的轨道面的接触范围中的壁厚最薄位置处的、与轨道面正交的方向上的相当壁厚t）和滚动体彼此的周向间隔w（当滚动体的配置个数为Z、且轴承的外径为LD时，由w＝π×LD/Z表示）之间，使t/w＞0.5的条件成立。

Description

滚动轴承及其设计方法
技术领域
本发明涉及输送用设备、其他各种工业用机械等所使用的滚动轴承。
背景技术
在输送用设备、其他各种工业用机械等中，在将部件彼此支承为能够相对旋转的各个位置使用滚动轴承。滚动轴承在外圈的轨道面与内圈的轨道面之间具备滚动体，经由该滚动体而使得外圈与内圈能够绕轴进行相对旋转。
对于内圈而言，一般能够使轴与其内周部的孔嵌合，并通过该嵌合而使轴与内圈成为一体。另外，对于外圈而言，同样能够嵌合于壳体的内周部，并通过该嵌合而使外圈与壳体成为一体。
通常，对于外圈1与壳体H、内圈2与轴Ax而言，通过隔着微小的缝隙而进行间隙配合、或者通过具有过盈量地进行过盈配合的方式而将它们分别固定，由此防止彼此间的相对旋转。
对于这种滚动轴承而言，特别是在车辆重量较重的自卸卡车（dump truck）等的大型汽车中，例如，如图19以及图20所示，多数情况下使用负荷容量较大而且刚性较高的圆锥滚子轴承（例如，参照专利文献1）。
但是，在用于车辆重量较重的汽车的滚动轴承的情况下，有时会因伴随于滚动体3的移动的载荷变化等而产生蠕变现象、亦即这些滚动轴承的外圈1与壳体H、或者内圈2与轴Ax绕轴进行相对旋转。
作为产生蠕变现象的原因之一，例如能够举出如下原因：伴随着滚动轴承10的旋转，从滚动体3作用于内圈、外圈的面压发生变动，由此，使得滚动轴承10的内圈、外圈的变形量随时变动。
即，例如，在滚动体3位于滚动轴承10的轴心的正下方的情况下，该滚动体3所接触的外圈1或者内圈2的周向上的变形量相对变大。另外，在滚动体3从轴心的正下方的位置朝周向偏离的情况下，该滚动体3所接触的外圈1或者内圈2的变形量相对变小。由于反复地产生这些变形量的增减，因此在外圈1、内圈2沿周向产生波动式的变形，这便成为外圈1与壳体H、或者内圈2与轴Ax之间产生蠕变现象的原因。此外，作用于滚动轴承10的径向载荷越大，则上述趋势越强。
若产生这样的蠕变现象，则会在滚动轴承3的外圈1与壳体H之间的接触部、或者内圈2与轴Ax的接触部产生磨损，从而产生异响、振动，或者在上述接触部的表面产生烧结，因而并不令人满意。
作为抑制蠕变现象的对策，例如已知有专利文献2记载的技术。根据该技术，为了对内圈与配置于其内侧的毂轮的蠕变现象进行抑制，在内圈的端部内周面设置凹槽，当将毂轮的端部压固于该内圈时，构成该毂轮的部件进入到内圈的凹槽，由此在旋转方向上将毂轮与内圈锁定（例如，参照专利文献2）。
另外，在专利文献3中，以通常的轴承设计法为基础，采用了使内外轨道轮的壁厚增加的手法。通过将内外轨道轮的壁厚加厚而提高它们的刚性，由此抑制蠕变现象。
这里，额定载荷的定义式是滚子直径的增加函数、滚子个数的增加函数。由于使内外轨道轮的壁厚增加，因此不得不相对地使滚子直径减小，从而与之相应地会使得额定载荷下降，但是，与滚子变细（直径变小）的量相应地，能够增加滚子个数，因此，结果能够提高额定载荷（例如，参照专利文献3）。
另外，在非专利文献1中，重新调整了O型环、供O型环安装的外圈外径部的槽的尺寸以使O型环的弹力、反弹力合理化，由此抑制蠕变现象（例如，参照非专利文献1）。
并且，在非专利文献2中，针对与静止侧轨道轮朝向与轴承的旋转方向相同的方向的蠕变相关的实验、数值解析结果做出了报告。
这里，对于与蠕变量相关的项目，通过减小外圈壁厚/滚动体直径之 比而增加蠕变量，另外，通过增加载荷比（Fr/Cr）也会使得蠕变量增加。进而，还示出了通过减少滚动体个数而增加蠕变量的关系。
此外，在该非专利文献2中，对于蠕变现象的原理，作为轨道轮的朝向周向的伸缩、亦即纵波（洛夫波，在地震学中被归类为S波）的动作而进行了说明。关于蠕变量的FEM解析（有限元法解析）是基于2D的简易的计算方式而进行的（例如，参照非专利文献2）。
现有技术文献
专利文献
专利文献1:日本特开2009－204016号公报
专利文献2:日本特开2001－1710号公报
专利文献3:日本特开2010－25155号公报
非专利文献1:新闻稿（press release）“无蠕变（creep-free）轴承的开发”（日本精工企宣部2007年6月27日）http：//www.jp.nsk.com/company/presslounge/news/2007/press070627.html
非专利文献2:NSK TECHNICAL JOURNAL No.680（2006）第13页～第18页“轴承外圈蠕变的产生原理”
发明内容
发明所要解决的课题
在上述专利文献1～3、非专利文献1所记载的技术中，虽然实现了抑制蠕变现象的某种程度的效果，但对于在所作用的径向载荷较大的用途中所使用的滚动轴承而言，有时却无法抑制蠕变现象。
另外，在非专利文献2中公开了涉及与蠕变现象相关的恒定的趋势的技术。但是，示出了这些关系的数据却仅仅停留于示出相对的比率间的关系的定性的内容。因此，并未记载与蠕变现象相关的曲线图的拐点、与蠕变现象相关的明确的基准值。
因此，本发明的课题在于，针对所作用的径向载荷较大的滚动轴承而抑制蠕变现象。
用于解决课题的手段
为了解决上述课题，本发明采用了下述滚动轴承，该滚动轴承在外圈的轨道面与内圈的轨道面之间具备滚动体，能够使轴嵌合于所述内圈的内周部的孔，该滚动轴承的结构方面的特征在于，在使轴嵌合于所述内圈的孔的状态下，因所述外圈与所述轴之间的载荷而使得峰值载荷P从负荷最大的一个滚动体作用于所述内圈，在该情况下，从所述一个滚动体作用于所述内圈的轴承的周向上的面压分布，与从相邻于所述一个滚动体的其他滚动体作用于所述内圈的轴承的周向上的面压分布沿该周向重叠，将所述滚动体与所述内圈的轨道面的接触范围中的所述内圈的壁厚最薄的位置处的、与轨道面正交的方向上的相当壁厚设为t，将所述滚动体的配置个数设为Z，将该轴承的内径设为SD，则如下条件成立，
t/w＞0.5
其中，w=π×SD/Z。
另外，作为其他的结构，本发明还采用了下述滚动轴承，该滚动轴承在外圈的轨道面与内圈的轨道面之间具备滚动体，能够使轴嵌合于所述内圈的内周部的孔，该滚动轴承在结构方面的特征在于，在使轴嵌合于所述内圈的孔的状态下，因所述外圈与所述轴之间的载荷而使得峰值载荷P从负荷最大的一个滚动体作用于所述内圈，在该情况下，从所述一个滚动体作用于所述内圈的轴承的周向上的面压分布，与从相邻于所述一个滚动体的其他滚动体作用于所述内圈的轴承的周向上的面压分布沿该周向重叠，将从所述相邻的各滚动体作用于所述内圈的轴承的周向上的面压分布的合计值最大的位置处的、所述面压分布的合计的最大值设为σmax，将所述面压分布的合计值最小的位置处的、所述面压分布的合计的最小值设为σmid，在所述σmax与σmid之间，如下条件成立。
σmid＞σmax/2。
并且，作为其他的结构，本发明还采用了下述滚动轴承，该滚动轴 承在外圈的轨道面与内圈的轨道面之间具备滚动体，能够使轴嵌合于所述内圈的内周部的孔，该滚动轴承在结构方面的特征在于，在使轴嵌合于所述内圈的孔的状态下，因所述外圈与所述轴之间的载荷而使得峰值载荷P从负荷最大的一个滚动体作用于所述内圈，在该情况下，从所述一个滚动体作用于所述内圈的轴承的周向上的面压分布，与从相邻于所述一个滚动体的其他滚动体作用于所述内圈的轴承的周向上的面压分布沿该周向重叠，将所述面压分布的重叠部分的来自两滚动体的面压彼此相等的位置处的、从所述一个滚动体作用于所述内圈的边界部面压值设为σ2，将来自所述一个滚动体的面压最大的位置处的、从这一滚动体作用于所述内圈的尖峰部面压值设为σ1，在所述σ2与σ1之间，如下条件成立，
σ1/4＜σ2
但是，将所述滚动体与所述内圈的轨道面的接触范围中的所述内圈的壁厚最薄的位置处的、与轨道面正交的方向上的相当壁厚设为t，将所述滚动体的相对于所述内圈的轨道面的轴向上的有效接触长度设为L，将所述滚动体的配置个数设为Z，将该轴承的内径设为SD，此时，如下条件成立。
σ1=2qt3/｛πt4｝
σ2=2qt3/｛π（t2＋s2）2｝
q=P/L
s=π×SD/（2Z）。
若对这些结构进行说明，则在径向载荷作用于轴承的情况下，载荷从沿周向并列的多个滚动体分别作用于内圈的轨道面，面压从该各滚动体施加于内圈。
此时，从负荷最大的一个滚动体作用于内圈的面压，在这一个滚动体与内圈的周向上的接触中心点（以下，称为“峰值位置”）达到最大（峰值部面压值σ1），随着从该最大位置朝周向两侧离开而缓缓变小。对于与该一个滚动体相邻的其他滚动体也同样呈现该趋势。
因此，首先，使基于该一个滚动体与其他滚动体的内圈的周向上的 面压分布沿周向重叠，从而减小该周向上的面压分布的偏差。
而且，如下结果得到确认：作为第一方法，在内圈的壁厚t（滚动体与内圈的轨道面的接触范围中的壁厚最薄的位置处的、与轨道面正交的方向上的相当壁厚t）与滚动体彼此的周向间隔w（当滚动体的配置个数为Z、且轴承的内径为SD时，由w=π×SD/Z表示）之间，使t/w＞0.5这一条件成立，由此能够有效地抑制相对于轴而产生于内圈的蠕变现象。
另外，如下结果得到确认：作为取代上述第一方法的第二方法，将从相邻的各滚动体作用于内圈的轴承的周向上的面压分布的合计值最大的位置（表示合计值的波形的波峰的位置）处的、面压分布的合计的最大值设为σmax，将面压分布的合计值最小的位置（表示合计值的波形的波谷的位置）处的、面压分布的合计的最小值设为σmid，在所述σmax与σmid之间使σmid＞σmax/2这一条件成立，由此能够有效地抑制相对于轴而产生于内圈的蠕变现象。
而且，如下结果得到确认：作为取代上述第一、第二方法的第三方法，对于来自相邻的滚动体的面压彼此相等的位置（以下称为“边界位置”）处的、从上述一个滚动体作用于内圈的面压（边界部面压值σ2）而言，若将其设为该一个滚动体的峰值位置处的峰值部面压值σ1的1/4以上，则能够有效地抑制蠕变现象。
即，对内圈的壁厚t的相对于滚动体彼此的周向间隔w的比率、面压分布的最小值σmid的相对于最大值σmax的比率、或者边界部面压值σ2的相对于峰值部面压值σ1的比率进行管理，且使这些比率达到恒定值以上，由此能够减小周向上的面压分布的偏差。由此，能够减小因滚动体的位置的差异（例如，滚动体位于滚动轴承的轴心的正下方的情况与从轴心的正下方的位置在周向上偏离的情况的差异）而导致的内圈的变形量的变动。因此，即使在所作用的径向载荷较大的滚动轴承中，也能够有效地抑制蠕变现象。
此外，能够通过FEM解析来对蠕变现象的抑制效果进行确认。这里，关于内圈的壁厚t的相对于滚动体彼此的周向间隔w的比率、面压分布的最小值σmid的相对于最大值σmax的比率、或者边界部面压值 σ2的相对于峰值部面压值σ1的比率，假想设定了使各比率产生各种变化的多个轴承。而且，对于该比率不同的多个轴承，假定了峰值载荷P从负荷最大的一个滚动体作用于内圈的情况，使用该峰值载荷P并通过FEM解析而对能够在内圈与轴之间产生的蠕变量进行了计算，并确认了其效果。对于峰值载荷的计算，例如，能够采用基于Johns、Harris的方法等的公知的计算手法。
这里，关于轴承内部各结构单元，为了提高内圈的壁厚t的相对于滚动体彼此的周向间隔w的比率、面压分布的最小值σmid的相对于最大值σmax的比率、或者边界部面压值σ2的相对于峰值部面压值σ1的比率，例如，能够采用沿周向相对紧密地配置滚动体的方法。对于将滚动体沿周向紧密地配置而言，虽然存在空间上的制约，但例如通过相对地减小滚动体的直径，能够提高用于缩短该滚动体间的距离的设计上的自由度。
此外，内圈的壁厚t的相对于滚动体彼此的周向间隔w的比率、面压分布的最小值σmid的相对于最大值σmax的比率、或者边界部面压值σ2的相对于峰值部面压值σ1的比率，分别在其性质上不会超过1。
另外，特别是在边界部面压值σ2与峰值部面压值σ1的关系中，若该边界部面压值σ2的相对于峰值部面压值σ1的比率为1/2，则理论上，上述峰值位置与上述边界位置处的面压的合计值相等。因此，能够使产生于内圈的周向上的面压分布的偏差最小。
但是，若为了提高内圈的壁厚t的相对于滚动体彼此的周向间隔w的比率、面压分布的最小值σmid的相对于最大值σmax的比率、或者边界部面压值σ2的相对于峰值部面压值σ1的比率而在周向上将滚动体配置得过密，则例如沿周向对该滚动体进行保持的保持器的兜孔（pocket）部间隔变窄。因此，该保持器的材料、形状会导致其强度成为问题。因此，能够根据该保持器的材料、形状而在其强度允许的范围中对滚动体的周向上的配置间隔进行决定。
此外，在这些结构中，滚动轴承能够采用下述结构：上述内圈以及上述轴处于静止侧，上述外圈处于旋转侧，上述内圈与上述轴的嵌合为间隙配合。
即，在内圈处于静止侧、且外圈处于旋转侧的滚动轴承中，若对该轴承作用有径向载荷，一般来说，与内圈侧相比更容易在外圈侧产生蠕变，因此，大多对内圈侧采用间隙配合而对外圈侧采用过盈配合。但是，在作用于轴承的径向载荷特别大等的情况下，因各种条件而在内圈侧也产生蠕变。因此，在内圈处于静止侧、外圈处于旋转侧、针对内圈与轴采用间隙配合的情况下，采用上述结构较为有效。
采用上述结构不仅能够实现对内圈与轴之间的蠕变现象的抑制，为了抑制外圈与壳体之间的蠕变现象的产生，也能够采用上述结构。
即，与内圈与轴的情形相同地，作为第一方法，采用了下述滚动轴承，该滚动轴承在外圈的轨道面与内圈的轨道面之间具备滚动体，能够使所述外圈嵌合于壳体的内周部，该滚动轴承在结构方面的特征在于，在使所述外圈嵌合于所述壳体的内周部的状态下，因所述内圈与所述壳体之间的载荷而使得峰值载荷P从负荷最大的一个滚动体作用于所述外圈，在该情况下，对于从所述一个滚动体作用于所述外圈的轴承的周向上的面压分布而言，使其与相邻于所述一个滚动体的其他滚动体的所述外圈的轴承的周向上的面压分布沿该周向重叠，将所述滚动体与所述外圈的轨道面的接触范围中的所述外圈的壁厚最薄的位置处的、与轨道面正交的方向上的相当壁厚设为t，将所述滚动体的配置个数设为Z，将该轴承的外径设为LD，则t/w＞0.5这一条件成立，其中，w=π×LD/Z。
另外，作为取代上述第一方法的第二方法，采用了下述滚动轴承，该滚动轴承在外圈的轨道面与内圈的轨道面之间具备滚动体，能够使所述外圈嵌合于壳体的内周部，该滚动轴承在结构方面的特征在于，在使所述外圈嵌合于所述壳体的内周部的状态下，因所述内圈与所述壳体之间的载荷而使得峰值载荷P从负荷最大的一个滚动体作用于所述外圈，在该情况下，对于从所述一个滚动体作用于所述外圈的轴承的周向上的面压分布而言，使其与从相邻于所述一个滚动体的其他滚动体作用于所述外圈的轴承的周向上的面压分布沿该周向重叠，将从所述相邻的其他滚动体作用于所述外圈的轴承的周向上的面压分布的合计值最大的位置处的、所述面压分布的合计的最大值设为σmax，将面压分布的合计值最小的位置处的、所述面压分布的合计的最小值设为σmid，在所述σmax与σmid之间，σmid＞σmax/2这一条件成立。
并且，作为取代上述第一、第二方法的第三方法，采用了下述滚动轴承，该滚动轴承在外圈的轨道面与内圈的轨道面之间具备滚动体，能够使所述外圈嵌合于壳体的内周部，该滚动轴承在结构方面的特征在于，在使所述外圈嵌合于所述壳体的内周部的状态下，因所述内圈与所述壳体之间的载荷而使得峰值载荷P从负荷最大的一个滚动体作用于所述外圈，在该情况下，对于从所述一个滚动体作用于所述外圈的轴承的周向上的面压分布而言，使其与从相邻于所述一个滚动体的其他滚动体作用于所述外圈的轴承的周向上的面压分布沿该周向重叠，将所述面压分布的重叠部分的两滚动体的面压彼此相等的位置处的、从所述一个滚动体作用于所述外圈的边界部面压值设为σ2，将来自所述一个滚动体的面压最大的位置处的、从这一滚动体作用于所述外圈的峰值部面压值设为σ1，在所述σ2与σ1之间，σ1/4＜σ2这一条件成立，
但是，将所述滚动体与所述外圈的轨道面的接触范围中的所述外圈的壁厚最薄的位置处的、与轨道面正交的方向上的相当壁厚设为t，将所述滚动体的相对于所述外圈的轨道面的轴向上的有效接触长度设为L，将所述滚动体的配置个数设为Z，将该轴承的外径设为LD，则如下条件成立，
σ1=2qt3/｛πt4｝
σ2=2qt3/｛π（t2＋s2）2｝
q=P/L
s=π×LD/（2Z）。
对于该外圈与壳体之间的蠕变现象的产生的抑制，也与内圈与轴的情况同样地进行说明，在径向载荷作用于轴承的情况下，载荷从沿周向并列的多个滚动体分别作用于外圈的轨道面，面压从该各滚动体施加于外圈。
此时，从负荷最大的一个滚动体作用于外圈的面压，在该一个滚动体与外圈的周向上的接触中心点（上述峰值位置）处达到最大（峰值部面压值σ1），随着从该最大位置朝周向两侧离开而缓缓变小。对于与该一个滚动体相邻的其他滚动体而言，也同样呈现该趋势。
因此，首先，使基于该一个滚动体和其他滚动体的外圈的周向上的 面压分布沿周向重叠，由此能够减小该周向上的面压分布的偏差。
而且，如下结果得到确认：作为第一方法，在外圈的壁厚t（滚动体与外圈的轨道面的接触范围中的壁厚最薄位置处的、与轨道面正交的方向上的相当壁厚t）和滚动体彼此的周向间隔w（当滚动体的配置个数为Z、且轴承的外径为LD时，由w＝π×LD/Z表示）之间，使得t/w＞0.5这一条件成立，由此能够有效地抑制相对于轴而产生于外圈的蠕变现象。
另外，如下结果得到确认：作为第二方法，将从相邻的各滚动体作用于外圈的轴承的周向上的面压分布的合计值最大的位置（表示合计值的波形的波峰的位置）处的、面压分布的合计的最大值设为σmax，将面压分布的合计值最小的位置（表示合计值的波形的波谷的位置）处的、面压分布的合计的最小值设为σmid，在所述σmax与σmid之间使σmid＞σmax/2这一条件成立，由此能够有效地抑制相对于轴而产生于外圈的蠕变现象。
而且，如下结果得到确认：作为第三方法，对于来自相邻的滚动体的面压彼此相等的位置（上述边界位置）处的、从上述一个滚动体作用于外圈的面压（边界部面压值σ2）而言，若将其设为该一个滚动体的峰值位置处的峰值部面压值σ1的1/4以上，则能够有效地抑制蠕变现象。
即，对外圈的壁厚t的相对于滚动体彼此的周向间隔w的比率、面压分布的最小值σmid的相对于最大值σmax的比率、或者边界部面压值σ2的相对于峰值部面压值σ1的比率进行管理，且使这些比率为恒定值以上，由此能够减小周向上的面压分布的偏差。由此，能够减小因滚动体的位置的差异（例如，滚动体位于滚动轴承的轴心的正下方的情况与从轴心的正下方的位置在周向上偏离的情况的差异）而导致的外圈的变形量的变动。因此，即使在所作用的径向载荷较大的滚动轴承中，也能够有效地抑制蠕变现象。
此外，与前述的内圈与轴的关系的情况相同，能够通过FEM解析来对蠕变现象的抑制效果进行确认。
另外，关于轴承内部各结构单元，用于提高外圈的壁厚t的相对于 滚动体彼此的周向间隔w的比率、面压分布的最小值σmid的相对于最大值σmax的比率、或者边界部面压值σ2的相对于峰值部面压值σ1的比率的方法也与内圈与轴的关系的情况相同，例如，能够采用沿周向相对紧密地配置滚动体的方法。为了沿周向紧密地配置滚动体而言，例如通过相对地减小滚动体的直径，能够提高用于缩短该滚动体间的距离的设计上的自由度。
此外，在这些结构中，滚动轴承能够采用下述结构：上述内圈处于旋转侧，上述外圈以及上述壳体处于静止侧，上述外圈与上述壳体的嵌合是间隙配合。
即，在内圈处于旋转侧、且外圈处于静止侧的滚动轴承中，若径向载荷作用于该轴承，一般来说，由于与外圈侧相比容易在内圈侧产生蠕变，因此，大多对内圈侧采用过盈配合、且对外圈侧采用间隙配合。但是，在作用于轴承的径向载荷特别大等的情况下，因各种条件而导致在外圈侧也产生蠕变。因此，在内圈处于旋转侧、且外圈处于静止侧、对外圈与壳体采用间隙配合的情况下，采用上述结构较为有效。
在这些各结构中，决定轴承内部各结构单元的基准、或者作为用于蠕变量解析的基础的峰值载荷P，例如为P=4.08×P0/（Z×cosα），
其中，能够将作用于轴承的径向载荷设为P0，将上述内圈或者上述外圈之中的设定有上述面压分布的重叠部分的那一侧的轨道面与上述滚动体的接触范围中的轴向中心位置处的该轨道面与上述滚动体的接触角设为接触角α。
另外，作用于该轴承的径向载荷P0为P0=Cor×1/S0，
其中，能够将轴承的基本静态径向额定载荷设为Cor，将相对于该基本静态径向额定载荷Cor的轴承的安全系数设为S0（S0＞1）。
该安全系数S0根据该轴承的种类、规格、用途等而设定为适当的数值，但是，例如，假定被用于在苛刻的条件下所使用的超大型的输送用设备的车轴，能够将上述安全系数S0设定为1/0.35。在这样的苛刻的状况下所使用的轴承中，若采用上述各结构，则抑制蠕变现象的产生的效果更加显著。
在这些各结构中，作为滚动轴承的种类，能够采用将球用作上述滚动体的球轴承。
在采用球轴承的情况下，上述计算式中所使用的壁厚t，变为球与轨道面发生弹性变形而产生的椭圆状的接触范围之中的壁厚最薄的位置处的、与轨道面正交的方向上的相当壁厚t。另外，滚动体的相对于上述轨道面的轴向上的有效接触长度L，变为该椭圆状的接触范围的轴承的轴向上的长度。
因此，例如，在深沟球轴承的情况下，壁厚t相当于该轨道面的最深位置处的轴承径向上的壁厚，在如角接触球轴承等那样、滚动体相对于轨道面以形成接触角的方式而接触的情况下，相当于以该接触角而接触的椭圆状的接触范围中的壁厚最薄的位置处的、与轨道面正交的方向上的相当壁厚t。
另外，对于上述接触角α而言，在深沟球轴承的情况下α＝0，在滚动体相对于轨道面以形成接触角的方式而接触的情况下，变为该接触范围的轴向上的中心位置处的接触角。
另外，在这些各结构中，作为滚动轴承的种类，能够采用将滚子用作上述滚动体的滚子轴承。
作为该滚子轴承，尤其能够采用圆锥滚子轴承。即，能够采用下述结构：滚动体是圆锥滚子，上述内圈的轨道面与上述外圈的轨道面以相互间的距离朝轴向任一侧变窄的方式设置，通过相对于上述外圈朝上述距离变窄的方向按压上述内圈，由此对上述各圆锥滚子施加预压力。
这样，由于在进行组装时对轴承的滚动体设定有预压力，因此在对面压分布的最小值σmid、最大值σmax或者边界部面压值σ2与峰值部面压值σ1的比率进行设定时，根据该设定的预压力来进行这些值的计算。
另外，为了抑制在内圈与轴之间产生蠕变现象，能够采用以下的滚动轴承的设计方法。
即，一种滚动轴承的设计方法，在外圈的轨道面与内圈的轨道面之 间具备滚动体，能够使轴嵌合于所述内圈的内周部的孔，该滚动轴承的设计方法的特征在于，在使轴嵌合于所述内圈的孔的状态下，因所述外圈与所述轴之间的载荷而使得峰值载荷P从负荷最大的一个滚动体作用于所述内圈，在该情况下，对于从所述一个滚动体作用于所述内圈的轴承的周向上的面压分布而言，使其与从相邻于所述一个滚动体的其他滚动体作用于所述内圈的轴承的周向上的面压分布沿该周向重叠，通过以下方式来决定轴承内部各结构单元：将从所述相邻的各滚动体作用于所述内圈的轴承的周向上的面压分布的合计值最大的位置处的、所述面压分布的合计的最大值设为σmax，将面压分布的合计值最小的位置处的、所述面压分布的合计的最小值设为σmid，在所述σmax与σmid之间使得σmid＞σmax/2这一条件成立。
另外，作为其他方法的滚动轴承的设计方法，在外圈的轨道面与内圈的轨道面之间具备滚动体，能够使轴嵌合于所述内圈的内周部的孔，该滚动轴承的设计方法的特征在于，在使轴嵌合于所述内圈的孔的状态下，因所述外圈与所述轴之间的载荷而使得峰值载荷P从负荷最大的一个滚动体作用于所述内圈，在该情况下，使从所述一个滚动体作用所述内圈的周向上的面压分布与从相邻于所述一个滚动体的其他滚动体作用于所述内圈的周向上的面压分布沿轴承的周向重叠，通过如下方式来决定轴承内部各结构单元：将来自所述面压分布的重叠部分的两滚动体的面压彼此相等的位置处的、从所述一个滚动体作用于所述内圈的边界部面压值设为σ2，将来自所述一个滚动体的面压最大的位置处的、从这一滚动体作用于所述内圈的峰值部面压值设为σ1，在所述σ2与σ1之间，使得σ1/4＜σ2这一条件成立，
另外，将所述滚动体与所述内圈的轨道面的接触范围中的所述内圈的壁厚最薄的位置处的、与轨道面正交的方向上的相当壁厚设为t，将所述滚动体的相对于所述内圈的轨道面的轴向上的有效接触长度设为L，将所述滚动体的配置个数设为Z，将该轴承的内径设为SD，则使得下述条件成立，
σ1=2qt3/｛πt4｝
σ2=2qt3/｛π（t2＋s2）2｝
q=P/L
s=π×SD/（2Z）。
在这些滚动轴承的设计方法中，能够采用下述方法来决定上述轴承内部各结构单元：使用上述峰值载荷P并通过FEM解析而对在上述内圈与上述轴之间产生的蠕变量进行计算，并使该计算所得的蠕变量为规定值以下。此时，上述蠕变量在上述滚动轴承的寿命周期之中能够设定为1圈以下。
另外，为了抑制外圈与壳体之间的蠕变现象的产生，能够采用以下的滚动轴承的设计方法。
即，一种滚动轴承的设计方法，在外圈的轨道面与内圈的轨道面之间具备滚动体，能够使所述外圈嵌合于壳体的内周部，该滚动轴承的设计方法的特征在于，在使所述外圈嵌合于所述壳体的内周部的状态下，因所述内圈与所述壳体之间的载荷而使得峰值载荷P从负荷最大的一个滚动体作用于所述外圈，使从所述一个滚动体作用于所述外圈的沿周向的面压分布与从相邻于所述一个滚动体的其他滚动体作用于所述外圈的周向上的面压分布沿轴承的周向重叠，通过下述方式来决定轴承内部各结构单元：将从所述相邻的各滚动体作用于所述外圈的沿轴承的周向的面压分布的合计值最大的位置处的、所述面压分布的合计的最大值设为σmax，将面压分布的合计值最小的位置处的所述面压分布的合计的最小值设为σmid，在所述σmax与σmid之间使得σmid＞σmax/2这一条件成立。
另外，作为其他方法的滚动轴承的设计方法，在外圈的轨道面与内圈的轨道面之间具备滚动体，能够使所述外圈嵌合于壳体的内周部，该滚动轴承的设计方法的特征在于，在使所述外圈嵌合于所述壳体的内周部的状态下，因所述内圈与所述壳体之间的载荷而使得峰值载荷P从负荷最大的一个滚动体作用于所述外圈，在该情况下，对于从所述一个滚动体作用于所述外圈的周向上的面压分布而言，使其与从相邻于所述一个滚动体的其他滚动体作用于所述外圈的周向上的面压分布沿轴承的周向重叠，通过下述方式来确定轴承内部各结构单元：将所述面压分布的重叠部分的两滚动体的面压彼此相等的位置处的、从所述一个滚动体作用于所述外圈的边界部面压值设为σ2，将来自所述一个滚动体的面压最大的位置处的、从这一滚动体作用于所述外圈的峰值部面压值设为σ1，在所述σ2与σ1之间使得σ1/4＜σ2这一条件成立，
另外，将所述滚动体与所述外圈的轨道面的接触范围中的所述外圈的壁厚最薄的位置处的、与轨道面正交的方向上的相当壁厚设为t，将所述滚动体的相对于所述外圈的轨道面的轴向上的有效接触长度设为L，将所述滚动体的配置个数设为Z，将该轴承的外径设为LD，使得如下条件成立，
σ1=2qt3/｛πt4｝
σ2=2qt3/｛π（t2＋s2）2｝
q=P/L
s=π×LD/（2Z）。
在这些滚动轴承的设计方法中，能够采用下述手法来决定上述轴承内部各结构单元：使用上述峰值载荷P并通过FEM解析来对在上述外圈与上述壳体之间产生的蠕变量进行计算，并使该计算所得的蠕变量为规定值以下。此时，上述蠕变量在上述滚动轴承的寿命周期之中能够设定为1圈以下。
根据这些设计方法，通过减小周向上的面压分布的偏差，能够减小因滚动体的位置的差异而导致的产生于内圈、外圈的变形量的变动。因此，能够设计出即使在所作用的径向载荷较大的轴承中也能够有效地抑制蠕变现象的滚动轴承。
发明的效果
根据本发明，对内圈或者外圈的壁厚t的相对于滚动体彼此的周向间隔w的比率、面压分布的最小值σmid的相对于最大值σmax的比率、或者边界部面压值σ2的相对于峰值部面压值σ1的比率进行管理，使该比率为恒定值以上，由此，能够减小周向上的面压分布的偏差，因此，能够减小产生于内圈、外圈的变形量的变动。因此，即使在所作用的径向载荷较大的滚动轴承中，也能够有效地抑制蠕变现象。
附图说明
图1示出了本发明的一实施方式，图1（a）是整体图，图1（b）是图1（a）的主要部分放大图。
图2示出了该实施方式，图2（a）是示出因作用于滚动轴承的径向载荷而产生的负荷的示意图，图2（b）是示出从滚动轴承的滚动体对内圈所作用的峰值载荷P的示意图。
图3是示出实施了对策后的轴承中的外圈、内圈以及滚动体的配置状态的示意图，图3（a）是剖视图，图3（b）是从各滚动体而作用于内圈的面压分布的曲线图，图3（c）是示出从各滚动体而作用于内圈的面压分布及其合计值的面压分布的曲线图。
图4是示出表示实施了对策后的轴承中的从各滚动体而作用于内圈的面压分布的合计值的面压分布的曲线图。
图5是示出外圈、内圈以及滚动体的配置状态的示意图，图5（a）、图5（b）是实施了对策后的剖视图，图5（c）、图5（d）是现有例的剖视图。
图6示出了外圈、内圈以及滚动体的配置状态，图6（a）是实施了对策后的剖视图，图6（b）是现有例的剖视图。
图7是示出滚动体与轨道面的接触状态的说明图。
图8（a）、图8（b）、图8（c）是用于对蠕变产生的原理进行说明的参考图。
图9（a）、图9（b）是用于对蠕变产生的原理进行说明的参考图。
图10（a）、图10（b）是用于对蠕变产生的原理进行说明的参考图。
图11是示出蠕变产生规格与蠕变抑制规格下的接触面压（面压分布）的差异的曲线图。
图12是示出蠕变产生规格与蠕变抑制规格下的接触面压（面压分布）的差异的曲线图。
图13示出了作用于蠕变产生规格下的前（front）车轴所具备的滚动轴承的内圈的面压分布，图13（a）是示出内部侧的示意图，图13（b）是示出外部侧的示意图。
图14示出了作用于蠕变抑制规格下的后（rear）车轴所具备的滚动轴承的内圈的面压分布，图14（a）是示出内部侧的示意图，图14（b）是示出外部侧的示意图。
图15（a）～图15（d）是对载荷作用于内圈的作用点的移动进行说明的示意图。
图16（a）、图16（c）、图16（d）是对载荷作用于内圈的作用点进行说明的示意图，图16（b）是示出X/W的值与A的值之间的关系的曲线图。
图17（a）是示出接触面压（面压分布）的曲线图，图17（b）是示出σmid/σmax的值与蠕变量之间的关系的曲线图。
图18是对载荷的作用点相对于内圈的、在以该作用点为中心的深度方向、周向上的位置关系进行说明的示意图。
图19是车轮轴承装置的剖视图。
图20是图19的车轮轴承装置所具备的滚动轴承的放大图。
具体实施方式
根据图1～图4对本发明的一实施方式进行说明。该实施方式涉及车辆重量较重的自卸卡车等的大型汽车的车轴所使用的车轮轴承装置20、该车轮轴承装置20所具备的滚动轴承10、以及该滚动轴承10的设计方法。
车辆重量较重的自卸卡车等的大型汽车具备：对车身、载台进行支承的底盘；该底盘的前部（front）以及后部（rear）的轴Ax（以下，称为车轴Ax）；以及相对于该车轴Ax而绕轴旋转自如的车轮。
来自驱动源的旋转力经由驱动力传递装置而传递到车轮，通过该车轮的旋转而能够行驶。
如图1所示，车轮轴承装置20构成为在车轴Ax与壳体H之间具备滚动轴承10。图中的附图标记7表示支承车轮的轮毂（wheel）部件。车轮经由该轮毂部件7而固定于壳体H。
该实施方式中，采用多列的圆锥滚子轴承作为滚动轴承10。滚动轴承10在外圈1的轨道面1a与内圈2的轨道面2a之间沿周向具备多个圆锥滚子（滚动体）3。各圆锥滚子3在周向上被保持器4保持。另外，在内圈2的内周部的孔中嵌合固定有车轴Ax。
该实施方式中，对于滚动轴承10而言，内圈2以及车轴Ax处于静止侧，外圈1以及壳体H处于旋转侧。另外，内圈2与车轴Ax的嵌合为间隙配合，外圈1与壳体H的嵌合为过盈配合。
在图1所示的左侧（外部侧）的滚动轴承10以及右侧（内部侧）的滚动轴承10中，内圈2的轨道面2a分别为朝两滚动轴承10、10之间的中央缓缓变窄的锥面。另外，在该轨道面2a的两侧具有大径侧凸缘部2b以及小径侧凸缘部2c。另外，外圈1的轨道面1a也成为朝向与所对置的内圈2的轨道面2a相同的锥面。
这样，在各滚动轴承10中，对置的内圈2的轨道面2a和外圈1的轨道面1a设置成相互间的距离朝轴向任一侧变窄。朝该距离变窄的方向相对于外圈1按压内圈2，由此对圆锥滚子3施加预压力。该预压力的施加是通过配置于两滚动轴承10、10的轴向外侧的按压部件5、6而实现的。
此外，圆锥滚子3的相对于内圈2的轨道面2a的接触角α、朝向该内圈2的轨道面2a的有效接触长度L、圆锥滚子的直径dw等，通常根据车轮轴承装置20所要求的性能、规格而适当地决定并应用。
另外，该实施方式中，虽然针对两滚动轴承10、10采用具有相同的形状、相同的大小的轴承并将它们对称配置，但也能够设想将这些滚动轴承设置成不同形状或不同大小的情况。
在使车轴Ax与内圈2的孔嵌合的状态下，因外圈1（壳体H）与车轴Ax之间的径向载荷P0而使得峰值载荷P从负荷最大的一个圆锥滚子3作用于内圈2。
图2（a）中示出了对该滚动轴承10作用有径向载荷P0的状态的示意图。图2（b）中示出了以下状态的示意图：因该径向载荷P0而使得峰值载荷P从负荷最大的圆锥滚子3、亦即位于滚动轴承10的轴心的正下方的一个圆锥滚子3和与该圆锥滚子3相邻的另外的圆锥滚子3作用于内圈2。
这样，峰值载荷P从各圆锥滚子3分别作用于内圈2的轨道面2a，从而对该内圈2施加面压。
此时，对于从上述一个圆锥滚子3作用于内圈2的面压而言，在这一个圆锥滚子3与内圈2在周向上接触的中心点（上述峰值位置）处达到最大（峰值部面压值σ1），且随着朝向周向两侧远离该最大位置而缓缓变小。对于与该一个圆锥滚子3相邻的其他圆锥滚子3也呈现出同样的上述趋势。
因来自各圆锥滚子3的峰值载荷P而产生的内圈2的面压分布的状态如图3（a）、图3（b）、图3（c）的示意图所示。图3（a）示出了滚动轴承10的轴正交方向上的主要部分放大剖视图，为了易于理解，图3（b）中出于方便的考量而将环状的内圈2描绘为直线状，并示意性地示出了在该内圈2所产生的面压分布。
这里，从上述一个圆锥滚子3作用于内圈2的轴承的周向上的面压分布、以及从在周向上与上述圆锥滚子3相邻的其他圆锥滚子3作用于内圈2的轴承的周向上的面压分布，相互沿着轴承的周向重叠。
而且，图3（c）中，由虚线示出了从各滚动体作用于内圈的面压分布的曲线图，由实线示出了表示从该各滚动体作用于内圈的面压分布的合计值的面压分布的曲线图。
这里，如该图3（c）所示，从相邻的各滚动体3作用于内圈2的轴承的周向上的面压分布的合计值最大的位置处的该面压分布的合计值的最大值为σmax、且合计值最小的位置处的该面压分布的合计值的最小值为σmid，将轴承内部各结构单元、亦即内圈2、外圈1、圆锥滚子3等的各单元设计成使得上述最大值σmax与最小值σmid之间满足如下条件，σmid＞σmax/2。
这样，通过采用满足σmid＞σmax/2这一条件的结构，与将σmid设为σmax/2以下的情况相比，能够显著减少相对于轴Ax的内圈2的蠕变量。
因此，例如，还能够将该蠕变量设定成在滚动轴承的使用寿命周期之中为1圈以下。若蠕变量在滚动轴承的使用寿命周期之中为1圈以下，则可以断言几乎不产生蠕变现象。
此外，该蠕变量是使用从滚动体3作用于内圈2的峰值载荷P、且通过FEM解析而对在内圈2与轴Ax之间所产生的蠕变量进行计算确认所得的。
这里，对于从滚动体3作用于内圈2的滚子轴承的峰值载荷P而言，例如能够采用通过P=4.08×P0/（Z×cosα）这一数学式计算所得的值。这里，α是滚动体3与内圈2的轨道面2a之间的接触角（参照图3（a））。此外，球轴承的峰值载荷P例如能够使用通过P=4.37×P0/（Z×cosα）这一数学式计算所得的值（例如，文献：Rolling Bearing Analysis ForthEdition：滚动轴承分析第四版，WILEY-INTERSCIENCE发行，TEDRIC A.HARRIS著，7章DISTRIBUTION OF INTERNAL LOADING IN STATICALLY LOADED BEARINGS：静态重载轴承中的内部载荷的分布）。
在对外圈1与壳体H之间的蠕变现象进行解析的情况下，采用滚动体3与外圈1的轨道面1a的接触角。即，对于在计算式中所使用的接触角α而采用下述接触角：内圈2或者外圈1中的设定了面压分布的重叠部分的那一侧的轨道面2a、1a，与该滚动体3的接触范围中的轴向中心位置处的、该轨道面2a、1a与滚动体3的接触角。
另外，作用于轴承的径向载荷P0能够使用通过P0=Cor×1/S0这一数学式计算所得的值。
这里，将轴承的基本静态径向额定载荷设为Cor，将相对于该基本静态径向额定载荷Cor的轴承的安全系数设为S0（S0＞1）。
该轴承的基本静态径向额定载荷Cor、安全系数S0虽然可以根据该轴承的种类、规格、用途等而设定为适当的数值，但是，此处假定为作 为大型的建设用机械的矿山用自卸卡车的车轴所使用的车轮轴承装置20，从而将安全系数S0设定为1/0.35。
对于该面压分布的最小值σmid相对于最大值σmax的比率而言，只要满足σmid＞σmax/2这一条件即可，例如，如图4所示，还能够设定为σmid=σmax×6/10。
通过对该面压分布的最小值σmid相对于最大值σmax的比率进行管理而抑制蠕变现象的产生的上述结构，不仅能够用于抑制内圈2与车轴Ax之间的蠕变现象，还能够用于抑制外圈1与壳体H之间的蠕变现象。
其他的实施方式如图5以及图6所示。在该实施方式中，因来自各圆锥滚子3的峰值载荷P而产生的内圈2的面压分布的状态如图5（a）、图5（b）的示意图所示。图5（a）示出了滚动轴承10的轴正交方向上的主要部分放大剖视图，图5（b）与图3等相同，为了易于理解，出于方便的考量而将环状的内圈2描绘为直线状，示意性地示出了在该内圈2所产生的面压分布。
如图中所示，使从一个圆锥滚子3作用于内圈2的轴承的周向上的面压分布、与从在周向上与上述圆锥滚子3相邻的其他圆锥滚子3作用于内圈2的轴承的周向上的面压分布彼此在该周向上重叠。
而且，如图5（b）所示，处于相邻的圆锥滚子3、3的面压分布的重叠部分、且处于来自这两个圆锥滚子3、3的面压彼此相等的位置（上述边界位置）处的从上述一个圆锥滚子3作用于内圈2的边界部面压值为σ2，来自上述一个圆锥滚子3的面压最大的位置（上述峰值位置）处的从该一个圆锥滚子3作用于内圈2的峰值部面压值为σ1，并将内圈2、外圈1、圆锥滚子3等设计成在上述边界部面压值σ2与峰值部面压值σ1之间满足σ1/4＜σ2的关系。
通过采用满足σ1/4＜σ2这一关系的结构，与令σ2为σ1/4以下的情况相比，能够确认蠕变现象显著减少。
换句话说，在以往的滚动轴承10中，如图5（c）、图5（d）的示意图所示，从上述一个圆锥滚子3作用于内圈2的轴承的周向上的面压 分布、与从在周向上相邻的其他圆锥滚子3作用于内圈2的轴承的周向上的面压分布并未重叠。或者，即使有所重叠，其重叠范围也极其微小。因此，作用于内圈2的面压分布（来自各圆锥滚子3的面压的合计值的分布）沿周向具有较大的偏差。
但是，在本发明中，对边界部面压值σ2的相对于峰值部面压值σ1的比率进行管理，使得该比率为1/4以上，由此，能够减小周向上的面压分布的偏差。由此，在滚动轴承10的旋转过程中，能够减小因圆锥滚子3所处位置（绕轴的方位）的变化而导致的内圈2的变形量的变动。因此，即使对于所作用的径向载荷P0较大的滚动轴承也能够有效地抑制蠕变现象。
此外，通过对边界部面压值σ2的相对于尖峰部面压值σ1的比率进行管理来抑制蠕变现象的产生的上述结构，不仅能够用于抑制内圈2与车轴Ax之间的蠕变现象，还能够用于抑制外圈1与壳体H之间的蠕变现象。
实验例
为了确认由上述结构构成的滚动轴承10对蠕变现象的产生进行抑制的效果，利用FEM解析的方式而进行了蠕变现象的仿真。
这里，作为FEM解析的模型，使用了图6（a）、图6（b）所示的滚动轴承10。分两个阶段来进行解析。首先，通过Johns、Harris的方法等而求出在规定的负荷条件下的各滚动体的载荷（例如，文献：ISO/TS16281：2008（E）Rolling bearings-Methods for calculatingthe modified reference rating life for universally loaded bearings）。接着，使用该滚动体载荷而进行FEM解析。通过解析所得的内圈2的移动量成为假定的蠕变量。至于负荷条件以及滚动体载荷，请参照图2。
这里，将滚动体3与内圈2的轨道面2a的接触范围中的内圈2的壁厚最薄的位置处的与轨道面正交的方向上的相当壁厚设为t，将滚动体3的相对于内圈2的轨道面2a的轴向上的有效接触长度设为L，将滚动体3的配置个数设为Z，将该轴承的节圆内径设为PCD，并使如下数学式成立，
σ1=2qt3/｛πt4｝
σ2=2qt3/｛π（t2＋s2）2｝
q=P/L
s=π×PCD/（2Z）。对于σ1、σ2的面压的计算，应用了基于布辛奈斯克（Boussinesq）的应力的计算式。（例如，文献：材料力学下卷养贤堂发行东京工业大学名誉教授中原一郎著第6章接触应力）
这里，由于在组装滚动体3时对该滚动体3设定有预压力，因此，根据该设定的预压力而对边界部面压值σ2及峰值部面压值σ1进行计算。
此外，这里，还能够采用轴承的内径SD（内圈2的内周部的孔的内径）以取代上述轴承的节圆（pitch）内径PCD，从而形成为s=π×SD/（2Z）这一计算式。
此外，在滚动体3为圆锥滚子3的情况下，将壁厚t设为滚动体3与内圈2的轨道面2a的接触范围中的壁厚最薄的位置处的、与轨道面正交的方向上的厚度的尺寸（参照图5（a））。
这里，虽然以对内圈2与车轴Ax之间的蠕变现象进行解析为目的，但在对外圈1与壳体H之间的蠕变现象进行解析的情况下，上述的壁厚t、有效接触长度L分别采用与外圈1相关的数值。即，将壁厚t设为滚动体3与外圈1的轨道面1a的接触范围中的外圈1的壁厚最薄的位置处的、与轨道面正交的方向上的厚度的尺寸。另外，将有效接触长度L设为滚动体3的相对于外圈1的轨道面1a的轴向上的接触长度。
此外，将外圈1的外周面与内圈2的内周面之间的径向上的距离设为滚动轴承10的截面高度D，将该圆锥滚子3的大径尺寸与小径尺寸之和的1/2设为圆锥滚子直径（滚动体直径）dw。
从滚动体3作用于内圈2的峰值载荷P使用通过P=4.08×P0/（Z×cosα）这一计算式计算所得的值。这里，α是滚动体3与内圈2的轨道面2a的接触角（参照图5（a））。
在对外圈1与壳体H之间的蠕变现象进行解析的情况下，采用滚动 体3与外圈1的轨道面1a的接触角。即，计算式中所使用的接触角α采用内圈2或者外圈1中的设定了面压分布的重叠部分的那一侧的轨道面2a、1a与该滚动体3的接触范围中的轴向中心位置处的该轨道面2a、1a与滚动体3的接触角。
另外，作用于轴承的径向载荷P0能够使用通过P0=Cor×1/S0这一计算式计算所得的值。
这里，将轴承的基本静态径向额定载荷设为Cor，将相对于该基本静态径向额定载荷Cor的轴承的安全系数设为S0（S0＞1）。
虽然该轴承的基本静态径向额定载荷Cor、安全系数S0根据该轴承的种类、规格、用途等而设定为适当的数值，但在这里，假定成作为大型的建设用机械的矿山用自卸卡车的车轴所使用的车轮轴承装置20，从而将安全系数S0设定为1/0.35。
在该仿真中，作为蠕变产生规格的条件，设定了与图5（c）、图5（d）以及图6（b）相当的规格，对于相邻的滚动体3的面压分布彼此并不设定重叠部分。另外，作为蠕变抑制规格的条件，设定了与图5（a）、图5（b）以及图6（a）相当的规格，对相邻的滚动体3的面压分布彼此并不设定重叠部分，并且设定为满足σ1/4＜σ2的条件。
将解析结果以蠕变产生规格和蠕变抑制规格进行区分而示于以下的表1。
[表1]
图11示出了前部的车轮轴承装置20的内部侧的滚动轴承10的内圈2的面压分布，图12示出了其外部侧的滚动轴承10的内圈2的面压分布。
另外，对于这些面压分布，根据面压的等级而改变色彩进行表示，并将它们示于图13以及图14。
图13（a）、图13（b）示出了蠕变产生规格下的前部的车轮轴承装置20的内部侧、外部侧的各滚动轴承10的内圈2的面压分布，图14（a）、图14（b）示出了蠕变抑制规格下的后部的车轮轴承装置20的内部侧、外部侧的各滚动轴承10的内圈2的面压分布。
能够想到，通过使蠕变抑制规格下的面压分布与蠕变产生规格下的面压分布相比更加趋于一致，可以实现蠕变量的减少。另外，如图11以及图12所示，在蠕变产生规格下，偏差/平均（相对于面压的平均值的面压变动的偏差幅度的比率）的值明显表现为较大的数值，而在蠕变抑制规格下，偏差/平均的值全部为0.1以下。
此外，在该仿真中，在蠕变产生规格和蠕变抑制规格下，以用于相同的车轮轴承装置20为前提，滚动轴承10的截面高度是共通的。另外，将外圈1的形状、尺寸设为相同，将外圈1的轨道面1a设为共通。另外，在蠕变产生规格和蠕变抑制规格下，内圈2的孔的内径共通。
通过进行多次FEM解析，发现下述情况：对于图17（a）所示的σmid与σmax的关系而言，若σmid/σmax＞0.5，则如图17（b）所示，无论w的尺寸如何，自始至终都未发生蠕变或者蠕变程度微小。若重新定义该数学式，则变为σmid＞σmax/2。
这样，当以蠕变产生规格的滚动轴承10为基础来设计抑制了蠕变现象的蠕变抑制规格的滚动轴承10时，为了提高边界部面压值σ2的相对于峰值部面压值σ1的比率，例如，能够采用沿周向相对紧密地配置滚动体3的方法。
为了沿轴承的周向紧密地配置滚动体3，例如，能够从图6（b）所示的蠕变产生规格的滚动轴承10设计变更为图6（a）所示的蠕变抑制规格的滚动轴承10。
这里，在蠕变产生规格和蠕变抑制规格下，将滚动轴承10的截面高度D设为共通，将内圈2的孔的内径R2、外圈1的外径设为恒定。
另外，在将外圈1的形状、尺寸设为共通、且将该外圈1的轨道面1a的内径R1（与滚动体3的接触范围中的轴向中央位置处的内径）、接触角设为恒定的情况下，使滚动体3的直径dw从dw0相对地减小为dw1。若滚动体3的直径dw减小，则容易产生用于缩短滚动体3彼此的周向间隔2s的充裕的空间。
另外，与之相伴地，内圈2的壁厚t从t0相对地增厚为t1，从而该内圈2的刚性得以提高，由此，有利于抑制该内圈2与轴Ax之间的蠕变现象的产生。
此外，若外圈1与内圈2之间的空间比较充裕，另外，若保持器4的强度得到允许，则并非必须缩小滚动体3的直径dw，例如，也能够采用下述手法：在使滚动体3的直径dw恒定的条件下，缩短滚动体3彼此的周向间隔2s。
另外，若外圈1的强度得到允许，则例如还能够进行如下设定：通过减薄该外圈1的壁厚而容易地缩短滚动体3彼此的周向间隔2s。并且，若有需要，还能够使内圈2与滚动体3的接触角α、有效接触长度L在蠕变产生规格和蠕变抑制规格中变更。
并且，至于外圈1与壳体H的蠕变现象的产生，在设计蠕变抑制规格的情况下，只要将上述的外圈1和内圈2的设定条件颠倒即可。
即，在将内圈2的形状、尺寸设为共通、且将该内圈2的轨道面2a的内径R2（与滚动体3的接触范围中的轴向中央位置处的内径）、接触角设为恒定的情况下，相对地减小滚动体3的直径dw。若滚动体3的直径dw变小，则容易产生用于缩短滚动体3彼此的周向间隔2s的充裕的空间。
另外，与之相伴地，外圈1的壁厚t相对变厚，该外圈1的刚性得以提高，由此有利于抑制该外圈1与壳体H之间的蠕变现象的产生。
在上述的各结构中，作为滚动轴承10的种类，虽然采用了将圆锥 滚子用作滚动体3的圆锥滚子轴承，但除此以外，作为将滚子用作滚动体3的滚动轴承10，还能够采用圆筒滚子轴承、针状滚子轴承、自动调心滚子等。另外，作为滚动轴承10的种类，还能够采用将球用作滚动体3的球轴承。
在采用球轴承的情况下，例如，如图7所示的角接触球轴承那样，球和具备轨道面的部件发生弹性变形，由此产生长径为2a、短径为2b的椭圆状的接触范围。在深沟球轴承的情况下，也同样产生椭圆状的接触范围。
这里，对于在上述计算式中所使用的内圈2或者外圈1的壁厚t而言，例如，如图7所示，将它们设为因球和轨道面发生弹性变形而产生的椭圆状的接触范围内的轨道轮（内圈2或者外圈1）的壁厚最薄的位置处的、与轨道面正交的方向上的厚度的尺寸。
因此，在深沟球轴承的情况下，壁厚t通常与该轨道面的最深位置处的该内圈2或者外圈1的轴承径向上的壁厚相当，如角接触球轴承等那样，在滚动体3以形成有接触角的方式而与轨道面接触的情况下，在以形成该接触角的方式而接触的椭圆状的接触范围之中，与轨道轮（内圈2或者外圈1）的壁厚最薄的位置处的、与轨道面正交的方向上的厚度的尺寸相当。
另外，该滚动体3的相对于内圈2或者外圈1的轨道面2a、1a的轴向上的有效接触长度L，是该椭圆状的接触范围的相对于轴承的轴向的长度，因此，还是相对于图中的长径2a的轴向尺寸L。
并且，对于滚动体3的相对于轨道面的接触角α而言，在深沟球轴承的情况下，设定成α＝0，在滚动体3以形成有接触角的方式而与轨道面接触的情况下，上述接触角α是该接触范围的轴向中心处的接触角。
以下，基于在处于静止侧的轴与内圈、或者壳体与外圈之间产生蠕变的原理，对上述实施方式、实验例进行验证。
原理1：产生朝向与轨道轮旋转方向相同的方向的蠕变的原理
首先，针对相对于静止侧的轨道轮而产生朝向与旋转侧的轨道轮的旋转方向相同的方向的蠕变的原理进行说明。
当滚动体3在滚动行进面上移动时，由于物质通常为弹性体，因此对于内圈2而言，会在滚动体3正下方的内径面（与轴Ax对置的面）产生微小的突起。例如，为了易于理解，若在图8（a）所示的轴承中出于方便的考量而将环状的内圈2描绘为直线状，则该微小突起如图8（b）所示。
由于轴承中组装有多个滚动体3，因此该微小的突起在内圈2的内径面上形成为多个波峰。而且，若滚动体3朝图8（b）中的箭头x3所示的方向移动，则与此同时，这些波峰相连而朝箭头x2所示的方向移动。即，若将该波峰的移动想象成表面波，则该表面波朝图8（c）中的箭头x4所示的方向移动。
已知该表面波是被称为瑞利波的表面弹性波，被按压而与上述表面波抵接的物体朝相反方向移动。超声波马达属于应用了上述原理的技术，该超声波马达作为照相机的自动对焦的驱动机构而得到广泛的使用（瑞利波在地震学中被视为P波、横波）。
如作为超声波马达的原理而充分了解的那样，表面弹性波使物体朝与波的行进方向相反的方向移动。对于这一点，基于图9的参考图进行说明。
超声波马达是将振子的振动能量经由摩擦力而转换为旋转件（转子）的旋转、或者直线移动件（滑动件）的直线运动的一种促动器。
图9（a）中示出的附图标记30为振子，在其上表面设有用于扩大位移的突起30a。另外，图中的附图标记31为旋转件。如图9（b）所示，若对振子进行激振而产生朝向图中右侧的表面弹性波，则还会与该表面弹性波的行进一同而在突起30a上的确定的点p产生逆时针的椭圆振动。因该椭圆振动而使得旋转件31朝图中的左侧移动。
若使轴承处于上述状态，则如图10（b）所示，还会与滚动体3的朝向图中右侧的移动一同而在与上述振子30相当的内圈（轨道轮）2的内径面（与轴Ax对置的面）激起朝向图中右侧的行进波。如图10（a） 所示，还会与该行进波的行进一同而在该内圈2的内径面上的确定的点p产生逆时针的椭圆振动。在图10（b）中，因该椭圆振动而使得与上述旋转件31相当的轴Ax欲朝图中的左侧移动。
即，对于轴承而言，由于滚动体3的移动方向成为表面弹性波的行进方向，因此如图8（c）所示，内圈2本来欲使轴Ax朝与滚动体3的移动方向相反的方向移动。但是，由于轴Ax被固定，因此内圈2自身反而朝相反方向的反方向、亦即朝向与滚动体3的移动方向相同的方向移动。
以上即为静止侧轨道轮朝与轴承的旋转方向相同的方向进行蠕变的原理。
原理2：不引起表面弹性波的深度
下面，对不引起该表面弹性波的深度进行说明。
关于在载荷作用于连续体的表面的情况下的、内部的某坐标点的位移，通过布辛奈斯克（Boussinesq）的计算式而能够得到一般解（例如，文献：材料力学下卷养贤堂发行东京工业大学名誉教授中原一郎著第6章接触应力）。
此处将定义等省略，仅列出下述计算式。
u＝－q·｛y3/（r2）＋2（1－ν）·log（r/B）｝/（2·π·G）
v＝－q·｛（x·y）/（r2）＋（1－2ν）·tan－1（y/x）｝/（2·π·G）
但是，过去并未发现关于以下情况下的内部的某坐标点的位移的详情的报告的文献。
1）载荷点为多个。
2）载荷点之间保持某种程度的间隔。
3）这些载荷点移动。
本发明人制作了特别的程序而对上述的并不显而易见的函数以数 值方式进行了调查。结果，首先，如图15所示，能够再现随着载荷点的移动而在内部产生椭圆运动的情况。并且，应强调的是还明晓了下述情况：如图16所示，椭圆运动的大小虽然取决于载荷值、载荷点间隔W，但若形成某深度，则椭圆运动几乎消失。
此外，这些解析中，如图18所示，在下述定义的基础上而进行了解析，
A：表面弹性波的振幅，或者，内部的椭圆运动的振幅
X：从铅直载荷的负荷位置朝向深度方向的距离
y：从铅直载荷的负荷位置朝向与载荷方向正交的方向的距离
u：内部的点相对于铅直载荷而朝深度方向移动的距离
v：内部的点相对于铅直载荷而朝与载荷方向正交的方向移动的距离。
若对所得到的条件进行整理，则得到下述关系。
深度X/载荷点间隔W＞0.5
即，在轴承设计中，若将深度X视为作用有滚动体载荷的外圈或者内圈的板厚t、且大致设定成如下关系：板厚t/滚动体间隔w＞0.5，则几乎不产生上述的表面弹性波，因此从蠕变产生原理的角度来看，能够避免蠕变。这里，大致设定成上述关系意味着：由于圆锥滚子轴承等相对于滚动行进面形成有所谓的接触角的角度，因此还需要进行修正。
基于FEM解析的经验值
在锥轴承等施加有复杂的负荷条件的情况下，通过3D动态解析而对是否产生了蠕变的情况进行了调查。通过Johns、Harris等的公知的计算式求出滚动体载荷，使用该载荷进行FEM静态解析，由此调查是否产生了蠕变。
通过调查能够确认，蠕变量与接触面压分布的特征相关。
根据经验，通过这次的调查能够确认，不产生蠕变是以以下条件为必要条件的。
σmid＞σmax/2
这里，σmax如前述那样为最大面压（面压分布的最大值）。另外，σmid同样是σmax附近的周向上的面压分布的波谷间的面压值（面压分布的最小值）。
原理1、2与基于FEM解析的经验法则的一致
通过FEM解析而得到的不产生蠕变的情况的经验法则，如上述那样，为σmid＞σmax/2。
若进行静态FEM解析而对是否符合该必要条件进行调查，无需进行实施动态积分或时间积分的负荷较高的FEM解析，能够大致调查获知是否产生了蠕变。此时，在时间方面、经济性方面均能够获得优异效果。
面压分布是对因多个滚动体3而产生的面压进行加法计算而得的值。即，是从相邻的各滚动体3作用于内圈2的轴承的周向上的面压分布的合计值。若利用因一个滚动体3而产生的面压来记述基于FEM解析的经验法则，则如图3所示，大致形成为如下关系，
σ1≒σmax
σ2≒σmid/2
若代入并整理则得到以下关系式。
σ1/4＜σ2
在此，若使用布辛奈斯克的应力的计算式而对是否符合该必要条件进行调查，则无需进行FEM解析便能够大致调查获知是否产生了蠕变。此时，在时间方面、经济性方面均能够获得显著的效果。
σ1=2qt3/｛πt4｝
σ2=2qt3/｛π（t2＋s2）2｝
q=P/L
s=π×SD/（2Z）
如图8所示，使用s＝w/2对该式进行整理，则形成为如下计算式。
σ1=2qt3/｛πt4｝
σ2=2qt3/｛π（t2＋（w/2）2）2｝
q=P/L
w＝π×PCD/Z
而且，若将关于σ1、σ2的两个计算式代入σ1/4＜σ2这一关系式并进行整理，则得到t/w＞0.5这一关系式。
即，上述原理1、2所示的结果与基于FEM解析的经验法则基本一致。因此，可以认为根据经验得到的σmid＞σmax/2这一关系式、以及将其一般化后所得的σ1/4＜σ2这一关系式存在理论上的根据。
另外，只需对尺寸是否符合该必要条件进行调查，便能够基于上述原理而调查获知是否产生了蠕变，无需复杂的技术计算本身。
与实验也一致
另外，在实际的蠕变的实验中也能够确认：在t/w＞0.5的条件下不产生蠕变。因此，通过设定成满足板厚t/滚动体间隔w＞0.5这样的关系式，能够抑制基于表面弹性波的轨道轮的移送现象，能够彻底防止蠕变。
附图标记的说明
1…外圈；1a…轨道面；2…内圈；2a…轨道面；2b、2c…凸缘部；3…滚动体；4…保持器；5、6…按压部件；7…轮毂部件；10…滚动轴承；20…车轮轴承装置；σmax…（面压分布的最大值）；σmid…（面压分布的最小值）;σ1…峰值部面压值；σ2…边界部面压值；Ax…轴（车轴）； H…壳体；L…有效接触长度；PCD…节圆直径；SD…轴承的内径（内圈的内周部的孔的内径）；LD…轴承的外径；P0…作用于轴承的径向载荷；q…滚动体的每单位长度的载荷；s…滚动体间距离的1/2；t…壁厚；w…滚动体间距离；Z…滚动体的配置个数；A…表面弹性波的振幅、或内部的椭圆运动的振幅；X…从铅直载荷的负荷位置朝向深度方向的距离；y…从铅直载荷的负荷位置朝向与载荷方向正交的方向的距离；u…内部的点相对于铅直载荷而朝深度方向移动的距离；v…内部的点相对于铅直载荷而朝向与载荷方向正交的方向移动的距离。

Claims (16)

1.一种滚动轴承，在外圈(1)的轨道面(1a)与内圈(2)的轨道面(2a)之间具备滚动体(3)，能够使轴嵌合于所述内圈(2)的内周部的孔，
所述滚动轴承的特征在于，
在使轴嵌合于所述内圈(2)的孔的状态下，因所述外圈(1)与所述轴之间的载荷而使得峰值载荷P从负荷最大的一个滚动体(3)作用于所述内圈(2)，在该情况下，对于从所述一个滚动体(3)作用于所述内圈(2)的轴承的周向上的面压分布而言，使其与从相邻于所述一个滚动体(3)的其他滚动体(3)作用于所述内圈(2)的轴承的周向上的面压分布沿该周向重叠，
将所述滚动体(3)与所述内圈(2)的轨道面(2a)的接触范围中的所述内圈(2)的壁厚最薄的位置处的、与轨道面正交的方向上的相当壁厚设为t，将所述滚动体(3)的配置个数设为Z，将该轴承的内径设为SD，使得t/w＞0.5这一条件成立，其中，w＝π×SD/Z。
2.一种滚动轴承，在外圈(1)的轨道面(1a)与内圈(2)的轨道面(2a)之间具备滚动体(3)，能够使轴嵌合于所述内圈(2)的内周部的孔，
所述滚动轴承的特征在于，
在使轴嵌合于所述内圈(2)的孔的状态下，因所述外圈(1)与所述轴之间的载荷而使得峰值载荷P从负荷最大的一个滚动体(3)作用于所述内圈(2)，在该情况下，对于从所述一个滚动体(3)作用于所述内圈(2)的轴承的周向上的面压分布而言，使其与从相邻于所述一个滚动体(3)的其他滚动体(3)作用于所述内圈(2)的轴承的周向上的面压分布沿该周向重叠，
将从所述相邻的各滚动体(3)作用于所述内圈(2)的轴承的周向上的面压分布的合计值最大的位置处的、所述面压分布的合计的最大值设为σmax，将面压分布的合计值最小的位置处的所述面压分布的合计的最小值设为σmid，在所述σmax与σmid之间，使得σmid＞σmax/2这一条件成立。
3.一种滚动轴承，在外圈(1)的轨道面(1a)与内圈(2)的轨道面(2a)之间具备滚动体(3)，能够使轴嵌合于所述内圈(2)的内周部的孔，
所述滚动轴承的特征在于，
在使轴嵌合于所述内圈(2)的孔的状态下，因所述外圈(1)与所述轴之间的载荷而使得峰值载荷P从负荷最大的一个滚动体(3)作用于所述内圈(2)，在该情况下，对于从所述一个滚动体(3)作用于所述内圈(2)的轴承的周向上的面压分布而言，使其与从相邻于所述一个滚动体(3)的其他滚动体(3)作用于所述内圈(2)的轴承的周向上的面压分布沿该周向重叠，
将来自所述面压分布的重叠部分的两滚动体(3)的面压彼此相等的位置处的、从所述一个滚动体(3)作用于所述内圈(2)的边界部面压值设为σ2，将来自所述一个滚动体(3)的面压最大的位置处的、从这一滚动体(3)作用于所述内圈(2)的峰值部面压值设为σ1，在所述σ2与σ1之间，使得σ1/4＜σ2这一条件成立，
另外，将所述滚动体(3)与所述内圈(2)的轨道面(2a)的接触范围中的所述内圈(2)的壁厚最薄的位置处的、与轨道面正交的方向上的相当壁厚设为t，将所述滚动体(3)的相对于所述内圈(2)的轨道面(2a)的轴向上的有效接触长度设为L，将所述滚动体(3)的配置个数设为Z，将该轴承的内径设为SD，使得下述条件成立，
σ1＝2qt3/{πt4}
σ2＝2qt3/{π(t2+s2)2}
q＝P/L
s＝π×SD/(2Z)。
4.根据权利要求1～3的任一项所述的滚动轴承，其特征在于，
所述内圈(2)以及所述轴处于静止侧，所述外圈(1)处于旋转侧，所述内圈(2)与所述轴的嵌合是间隙配合。
5.一种滚动轴承，在外圈(1)的轨道面(1a)与内圈(2)的轨道面(2a)之间具备滚动体(3)，能够使所述外圈(1)嵌合于壳体的内周部，
所述滚动轴承的特征在于，
在使所述外圈(1)嵌合于所述壳体的内周部的状态下，因所述内圈(2)与所述壳体之间的载荷而使得峰值载荷P从负荷最大的一个滚动体(3)作用于所述外圈(1)，在该情况下，对于从所述一个滚动体(3)作用于所述外圈(1)的轴承的周向上的面压分布而言，使其与从相邻于所述一个滚动体(3)的其他滚动体(3)作用于所述外圈(1)的轴承的周向上的面压分布沿该周向重叠，
将所述滚动体(3)与所述外圈(1)的轨道面(1a)的接触范围中的所述外圈(1)的壁厚最薄的位置处的、与轨道面正交的方向上的相当壁厚设为t，将所述滚动体(3)的配置个数设为Z，将该轴承的外径设为LD，使得t/w＞0.5这一条件成立，其中，w＝π×LD/Z。
6.一种滚动轴承，在外圈(1)的轨道面(1a)与内圈(2)的轨道面(2a)之间具备滚动体(3)，能够使所述外圈(1)嵌合于壳体的内周部，
所述滚动轴承的特征在于，
在使所述外圈(1)嵌合于所述壳体的内周部的状态下，因所述内圈(2)与所述壳体之间的载荷而使得峰值载荷P从负荷最大的一个滚动体(3)作用于所述外圈(1)，在该情况下，对于从所述一个滚动体(3)作用于所述外圈(1)的轴承的周向上的面压分布而言，使其与从相邻于所述一个滚动体(3)的其他滚动体(3)作用于所述外圈(1)的轴承的周向上的面压分布沿该周向重叠，
将从所述相邻的各滚动体(3)作用于所述外圈(1)的轴承的周向上的面压分布的合计值最大的位置处的、所述面压分布的合计的最大值设为σmax，将面压分布的合计值最小的位置处的、所述面压分布的合计的最小值设为σmid，在所述σmax与σmid之间，使得σmid＞σmax/2这一条件成立。
7.一种滚动轴承，在外圈(1)的轨道面(1a)与内圈(2)的轨道面(2a)之间具备滚动体(3)，能够使所述外圈(1)嵌合于壳体的内周部，
所述滚动轴承的特征在于，
在使所述外圈(1)嵌合于所述壳体的内周部的状态下，因所述内圈(2)与所述壳体之间的载荷而使得峰值载荷P从负荷最大的一个滚动体(3)作用于所述外圈(1)，在该情况下，对于从所述一个滚动体(3)作用于所述外圈(1)的轴承的周向上的面压分布而言，使其与从相邻于所述一个滚动体(3)的其他滚动体(3)作用于所述外圈(1)的轴承的周向上的面压分布沿该周向重叠，
将来自所述面压分布的重叠部分的两滚动体(3)的面压彼此相等的位置处的、从所述一个滚动体(3)作用于所述外圈(1)的边界部面压值设为σ2，将来自所述一个滚动体(3)的面压最大的位置处的、从这一滚动体(3)作用于所述外圈(1)的峰值部面压值设为σ1，在所述σ2与σ1之间，使得σ1/4＜σ2这一条件成立，
另外，将所述滚动体(3)与所述外圈(1)的轨道面(1a)的接触范围中的所述外圈(1)的壁厚最薄的位置处的、与轨道面正交的方向上的相当壁厚设为t，将所述滚动体(3)的相对于所述外圈(1)的轨道面(1a)的轴向上的有效接触长度设为L，将所述滚动体(3)的配置个数设为Z，将该轴承的内径设为SD，使得下述条件成立，
σ1＝2qt3/{πt4}
σ2＝2qt3/{π(t2+s2)2}
q＝P/L
s＝π×SD/(2Z)。
8.根据权利要求5～7的任一项所述的滚动轴承，其特征在于，
所述内圈(2)处于旋转侧，所述外圈(1)以及所述壳体处于静止侧，所述外圈(1)与所述壳体的嵌合是间隙配合。
9.一种滚动轴承的设计方法，该滚动轴承在外圈(1)的轨道面(1a)与内圈(2)的轨道面(2a)之间具备滚动体(3)，能够使轴嵌合于所述内圈(2)的内周部的孔，
所述滚动轴承的特征在于，
在使轴嵌合于所述内圈(2)的孔的状态下，因所述外圈(1)与所述轴之间的载荷而使得峰值载荷P从负荷最大的一个滚动体(3)作用于所述内圈(2)，在该情况下，对于从所述一个滚动体(3)作用于所述内圈(2)的轴承的周向上的面压分布而言，使其与从相邻于所述一个滚动体(3)的其他滚动体(3)作用于所述内圈(2)的轴承的周向上的面压分布沿该周向重叠，
通过以下方式来决定轴承内部各结构单元：将从所述相邻的各滚动体(3)作用于所述内圈(2)的轴承的周向上的面压分布的合计值最大的位置处的、所述面压分布的合计的最大值设为σmax，将面压分布的合计值最小的位置处的所述面压分布的合计的最小值设为σmid，在所述σmax与σmid之间，使得σmid＞σmax/2这一条件成立。
10.一种滚动轴承的设计方法，该滚动轴承在外圈(1)的轨道面(1a)与内圈(2)的轨道面(2a)之间具备滚动体(3)，能够使轴嵌合于所述内圈(2)的内周部的孔，
所述滚动轴承的设计方法的特征在于，
在使轴嵌合于所述内圈(2)的孔的状态下，因所述外圈(1)与所述轴之间的载荷而使得峰值载荷P从负荷最大的一个滚动体(3)作用于所述内圈(2)，在该情况下，对于从所述一个滚动体(3)作用于所述内圈(2)的轴承的周向上的面压分布而言，使其与从相邻于所述一个滚动体(3)的其他滚动体(3)作用于所述内圈(2)的轴承的周向上的面压分布沿该周向重叠，
通过以下方式来决定轴承内部各结构单元：将来自所述面压分布的重叠部分的两滚动体(3)的面压彼此相等的位置处的、从所述一个滚动体(3)作用于所述内圈(2)的边界部面压值设为σ2，将来自所述一个滚动体(3)的面压最大的位置处的、从这一滚动体(3)作用于所述内圈(2)的峰值部面压值设为σ1，在所述σ2与σ1之间，使得σ1/4＜σ2这一条件成立，
另外，将所述滚动体(3)与所述内圈(2)的轨道面(2a)的接触范围中的所述内圈(2)的壁厚最薄的位置处的、与轨道面正交的方向上的相当壁厚设为t，将所述滚动体(3)的相对于所述内圈(2)的轨道面(2a)的轴向上的有效接触长度设为L，将所述滚动体(3)的配置个数设为Z，将该轴承的内径设为SD，使得下述条件成立，
σ1＝2qt3/{πt4}
σ2＝2qt3/{π(t2+s2)2}
q＝P/L
s＝π×SD/(2Z)。
11.根据权利要求9或10所述的滚动轴承的设计方法，其特征在于，
通过以下方式来决定轴承内部各结构单元：使用所述峰值载荷P并通过FEM解析对所述内圈(2)与所述轴之间能够产生的蠕变量进行计算，并使该计算所得的蠕变量为规定值以下。
12.一种滚动轴承的设计方法，该滚动轴承在外圈(1)的轨道面(1a)与内圈(2)的轨道面(2a)之间具备滚动体(3)，能够使所述外圈(1)嵌合于壳体的内周部，
所述滚动轴承的设计方法的特征在于，
在使所述外圈(1)嵌合于所述壳体的内周部的状态下，因所述内圈(2)与所述壳体之间的载荷而使得峰值载荷P从负荷最大的一个滚动体(3)作用于所述外圈(1)，在该情况下，对于从所述一个滚动体(3)作用于所述外圈(1)的轴承的周向上的面压分布而言，使其与从相邻于所述一个滚动体(3)的其他滚动体(3)作用于所述外圈(1)的轴承的周向上的面压分布沿该周向重叠，
通过以下方式来决定轴承内部各结构单元：将从所述相邻的各滚动体(3)作用于所述外圈(1)的轴承的周向上的面压分布的合计值最大的位置处的、所述面压分布的合计的最大值设为σmax，将面压分布的合计值最小的位置处的、所述面压分布的合计的最小值设为σmid，在所述σmax与σmid之间，使得σmid＞σmax/2这一条件成立。
13.一种滚动轴承的设计方法，该滚动轴承在外圈(1)的轨道面(1a)与内圈(2)的轨道面(2a)之间具备滚动体(3)，能够使所述外圈(1)嵌合于壳体的内周部，
所述滚动轴承的设计方法的特征在于，
在使所述外圈(1)嵌合于所述壳体的内周部的状态下，因所述内圈(2)与所述壳体之间的载荷而使得峰值载荷P从负荷最大的一个滚动体(3)作用于所述外圈(1)，在该情况下，对于从所述一个滚动体(3)作用于所述外圈(1)的轴承的周向上的面压分布而言，使其与从相邻于所述一个滚动体(3)的其他滚动体(3)作用于所述外圈(1)的轴承的周向上的面压分布沿该周向重叠，
通过以下方式来决定轴承内部各结构单元：将来自所述面压分布的重叠部分的两滚动体(3)的面压彼此相等的位置处的、从所述一个滚动体(3)作用于所述外圈(1)的边界部面压值设为σ2，将来自所述一个滚动体(3)的面压最大的位置处的、从这一滚动体(3)作用于所述外圈(2)的峰值部面压值设为σ1，在所述σ2与σ1之间，使得σ1/4＜σ2这一条件成立，
另外，将所述滚动体(3)与所述外圈(1)的轨道面(1a)的接触范围中的所述外圈(1)的壁厚最薄的位置处的、与轨道面正交的方向上的相当壁厚设为t，将所述滚动体(3)的相对于所述外圈(1)的轨道面(1a)的轴向上的有效接触长度设为L，将所述滚动体(3)的配置个数设为Z，将该轴承的内径设为SD，使得下述条件成立，
σ1＝2qt3/{πt4}
σ2＝2qt3/{π(t2+s2)2}
q＝P/L
s＝π×SD/(2Z)。
14.根据权利要求12或13所述的滚动轴承的设计方法，其特征在于，
通过以下方式来决定轴承内部各结构单元：使用所述峰值载荷P并通过FEM解析对所述外圈(1)与所述轴之间能够产生的蠕变量进行计算，并使该计算所得的蠕变量为规定值以下。
15.根据权利要求11所述的滚动轴承的设计方法，其特征在于，将所述蠕变量在滚动轴承的寿命周期之中设定为1圈以下。
16.根据权利要求14所述的滚动轴承的设计方法，其特征在于，将所述蠕变量在滚动轴承的寿命周期之中设定为1圈以下。
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