JP2003130060A - ラジアル玉軸受 - Google Patents
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Abstract
寿命を、使用時に回転する内輪5、5の寿命に近づける
事により、複列ラジアル玉軸受1全体としての長寿命化
を図る。 【解決手段】 上記外輪3の肩部7の高さと上記各内輪
5、5の肩部8、8の高さとを規制する事により、内輪
軌道4、4の幅方向端縁(上記肩部8、8側の端縁)よ
りも、外輪軌道2、2の幅方向端縁(上記肩7側の端
縁)に各玉6、6の転動面が乗り上がりにくくする。こ
の様な構成を採用する事により、上記課題を解決する。
Description
動車用補機、情報機器、家庭用電化製品、一般産業機械
等の各種機械装置の回転支持部分に組み込むラジアル玉
軸受の改良に関する。特に、本発明のラジアル玉軸受
は、運転中に、荷重や軸の傾斜、振動が加わる様な条件
で使用する場合でも、十分な耐久性確保を図るものであ
る。
在に支持する為に、例えば、図1に示す様な複列ラジア
ル玉軸受1を使用する。この複列ラジアル玉軸受1は、
内周面にアンギュラ型の外輪軌道2、2を複列に形成し
た外輪3と、それぞれが外周面にアンギュラ型の内輪軌
道4を形成した1対の内輪5、5と、上記各外輪軌道
2、2とこれら各内輪軌道4、4との間にそれぞれ複数
個ずつ、保持器9、9により保持した状態で転動自在に
設けられた玉6、6とを備える。そして、図示の様に、
上記各内輪5、5の軸方向端面同士を互いに突き合わせ
た状態で、上記各玉6、6に、図1に鎖線γで示す方向
の接触角αを付与している。この様に構成する複列ラジ
アル玉軸受1により、自動車の車輪を懸架装置に対して
回転自在に支持する場合には、例えば、上記外輪3を懸
架装置を構成するナックルに内嵌固定すると共に、上記
各内輪5、5を車輪と共に回転するハブに外嵌固定す
る。尚、この場合、上記外輪3が使用時にも回転しない
固定輪となり、上記各内輪5、5が使用時に回転する回
転輪となる。
列ラジアル玉軸受1には、ラジアル荷重の他、大きなス
ラスト荷重やモーメント荷重が負荷される場合がある。
一方、この様な場合に、上記複列ラジアル玉軸受1の各
構成部材が弾性変形する等により、上記各玉6、6の転
動面が上記各軌道2、4の幅方向端縁(これら各軌道
2、4の幅方向片側に存在する肩部7、8側の端縁)に
乗り上げる可能性がある。そして、この様な乗り上げが
生じると、上記各玉6、6の転動面とこれら各軌道2、
4との接触部に存在する接触楕円の一部が当該軌道2、
4から外れ、エッジロードに基づき、上記各玉6、6の
転動面と上記各軌道2、4との接触部の面圧が上昇す
る。尚、これら各玉6、6の転動面とこれら各軌道2、
4との接触部が当該軌道2、4の幅方向端縁にまで達す
ると、接触部分の形状は楕円ではなくなる(楕円の一部
が欠けた形状になる)。但し、本明細書では、説明の便
宜上、接触楕円の一部が軌道から外れた場合でも「接触
楕円」の語を用いる。
圧上昇は、上記接触楕円の一部が当該軌道2、4から外
れる割合(=当該一部の面積/当該一部を含む接触楕円
全体の面積。以下、「玉の乗り上げ率」と言う。)が大
きくなる程、大きくなる。この様な面圧上昇は、上記複
列ラジアル玉軸受1の転がり疲れ寿命を低下させる原因
となる為、実際の設計を行なう場合には、運転時の負荷
荷重条件を考慮して、運転時に上記外輪3と上記各内輪
5、5とに就いての上記各玉6、6の乗り上げ率がそれ
ぞれ大きくなり過ぎない様に(例えば数%程度に抑えら
れる様に)している。又、上記外輪3と上記各内輪5、
5とで、運転時の上記各玉6、6の乗り上げ率が互いに
ほぼ等しくなる様にしている。
アル玉軸受1の場合、例えば自動車のタイヤが縁石等に
勢い良く乗り上げた際に、上記各玉6、6の乗り上げ率
が、設計上予定していた値よりも大きくなる可能性があ
る。そして、この事が原因となって、固定輪である外輪
3の内周面に形成した外輪軌道2に早期に剥離が生じ、
上記複列ラジアル玉軸受1の寿命が計算値よりも短くな
ると言った不都合を生じる場合がある。この為、この様
な不都合を防止する技術の提供が望まれている。
(回転輪又は固定輪の寿命)と、運転時の玉の乗り上げ
率との関係を調べる為に行なった実験の結果を示してい
る。実験では、試料となるラジアル玉軸受として、外輪
と内輪とで運転時の玉の乗り上げ率(計算値)が互いに
ほぼ等しく、且つ、玉の乗り上げが生じない前提での転
がり疲れ寿命(計算値)が内輪に比べて外輪の方が長
い、アンギュラ型のラジアル玉軸受を使用した。そし
て、この様なラジアル玉軸受を、外輪固定・内輪回転
で、且つ、外輪と内輪とにそれぞれ玉の乗り上げが生じ
る状態で運転した。尚、この為に運転中、上記ラジアル
玉軸受に、ラジアル荷重やモーメント荷重等の不等分布
荷重を負荷した。尚、運転時の玉の乗り上げ率は、試料
となる39個のラジアル玉軸受毎に少しずつ変えた。そ
して、これら各ラジアル玉軸受が寿命に達する(即ち、
外輪と内輪とのうちの何れか一方の軌道輪の軌道面に剥
離が生じる事に基づき、当該ラジアル玉軸受の振動又は
温度が著しく上昇する)までの時間を測定すると共に、
外輪と内輪とのうちの何れの軌道輪の軌道面に剥離が生
じたかを調べた。
げが生じない前提での寿命の計算値が内輪に比べて外輪
の方が長いにも拘らず、試料として用いた39個のラジ
アル玉軸受のうち、大半(30個)のラジアル玉軸受
が、回転輪である内輪の軌道面(内輪軌道)よりも先に
固定輪である外輪の軌道面(外輪軌道)に剥離を生じ
た。尚、一般的に、運転時にラジアル荷重やモーメント
荷重等の不等分布荷重を受けるラジアル玉軸受の場合、
回転輪よりも固定輪の方が軌道面に剥離を生じやすい。
この理由は、回転輪の場合には、運転時に負荷圏が軌道
面の円周方向に移動するのに対し、固定輪の場合には、
運転時に負荷圏が軌道面の円周方向に移動せず、軌道面
の同一個所で常に大きな繰り返し応力を受ける為であ
る。
り、運転時の玉の乗り上げ率が大きくなる程、回転輪で
ある内輪の軌道面よりも先に固定輪である外輪の軌道面
に剥離が生じ易くなり、且つ、ラジアル玉軸受の相対寿
命比(特定の試料の寿命を1としてそれに対する比率で
表した、寿命を表す値)が小さくなる事が分かる。そこ
で、この様な実験結果を分析すると、固定輪である外輪
に就いて運転時の玉の乗り上げ率が小さくなる様にすれ
ば、この外輪の軌道面に剥離を生じにくくでき、ラジア
ル玉軸受全体としての寿命の延長を図れる事が分かる。
小さくする方法、即ち、軌道の幅方向端縁に玉の転動面
が乗り上がりにくくする方法としては、当該軌道の曲率
半径を大きくして、当該軌道と上記玉の転動面との接触
部に存在する接触楕円の面積を小さくする方法と、当該
軌道の幅方向側方に存在する肩部の高さを高くする方法
とがある。このうち、軌道の曲率半径を大きくする方法
は、この軌道の曲率半径を大きくする事に伴って接触部
の面圧が上昇する為、転がり疲れ寿命を確保する観点か
ら採用するのが難しい場合がある。又、肩部の高さを高
くする方法は、この肩部と保持器9(図1参照)等の他
の部材との干渉防止を図る為、制限を受ける場合があ
る。従って、軌道の幅方向端縁に玉の転動面を乗り上が
りにくくさせる設計は、当該軌道の曲率半径と上記肩部
の高さとの双方の値を調整しつつ、行なう必要がある。
一方、上述の様な場合に、固定輪である外輪と同じ分だ
け、回転輪である内輪に就いても運転時の玉の乗り上げ
率を小さくすれば、この内輪の寿命も延長する可能性が
ある。但し、現状のままで十分な寿命を有する、回転輪
である内輪の寿命を更に延長すベく、玉の乗り上げ率を
小さくしても、この回転輪が過剰品質となるだけでな
く、接触部の面圧が上昇して、かえって別の面から寿命
を短くしたり(内輪軌道の曲率半径を大きくした場
合)、肩部と保持器とが干渉する(肩部の高さを大きく
した場合)等の問題が生じる為、好ましくない。本発明
は、上述の様な事情に鑑みて、玉の転動面と各軌道との
接触部の面圧上昇を抑えたり、肩部と、保持器等他の部
材との干渉を防止しながら、固定輪と回転輪との軌道面
の曲率半径及び肩部の高さを調節する事により、これら
固定輪と回転輪との寿命のバランスを取りつつ、ラジア
ル玉軸受全体としての寿命の延長を図るべく発明したも
のである。
は、前述の図1に示した複列ラジアル玉軸受1と同様、
内周面に外輪軌道を形成した外輪と、外周面に内輪軌道
を形成した内輪と、これら外輪軌道と内輪軌道との間に
転動自在に設けられた複数個の玉とを備える。そして、
上記外輪と上記内輪とのうち、一方の軌道輪が使用時に
も回転しない固定輪となり、他方の軌道輪が使用時に回
転する回転輪となる。特に、本発明のラジアル玉軸受に
於いては、上記回転輪の周面に形成した軌道の幅方向端
縁よりも、上記固定輪の周面に形成した軌道の幅方向端
縁に上記各玉の転動面が乗り上がりにくくしている。
固定輪の周面に形成した軌道の曲率半径をrs とし、上
記回転輪の周面に形成した軌道の曲率半径をrm とし、
上記各玉の転動面と上記固定輪の周面に形成した軌道と
の接触部に存在する接触楕円の長径を2as (as :長
半径)とし、上記各玉の転動面と上記回転輪の周面に形
成した軌道との接触部に存在する接触楕円の長径を2a
m (am :長半径)とし、P及びQを係数とした場合
に、関係式「(as /am )=P(rs /rm )+Q」
が成立し、且つ、上記各玉の転動面と上記外輪、内輪各
軌道との接触角をαとし、上記固定輪の周面に形成した
軌道の幅方向側方に設けられた肩部の、当該軌道の溝底
からの径方向高さをHs とし、上記回転輪の周面に形成
した軌道の幅方向側方に設けられた肩部の、当該軌道の
溝底からの径方向高さをHm とした場合に、不等式「H
s >rs (1−cos (α+sin -1(rm ・sin (cos-1
(1−Hm /rm )−α)×(P(rs /rm )+Q)
/rs )))」を満たす様にする。
載した様に、式「Hs =(1.07〜1.15)×rs
(1−cos (α+sin -1(rm ・sin (cos-1 (1−H
m /rm )−α)×(P(rs /rm )+Q)/r
s )))」を満たす様にする。
よれば、運転時の玉の乗り上げ率が回転輪に比べて固定
輪の方で小さくなり、この固定輪の軌道に早期に剥離が
生じる事を防止できる。この結果、固定輪と回転輪との
寿命のバランスを取りつつ、ラジアル玉軸受全体として
の寿命の延長を図れる。
されるラジアル玉軸受も、外輪固定・内輪回転で使用さ
れるラジアル玉軸受も、何れも対象となるが、内輪回転
で使用されるラジアル玉軸受に適用した場合に、より顕
著な効果を得られる(広範囲の玉軸受に適用可能であ
る)。この理由は、次の通りである。即ち、ラジアル玉
軸受を構成する外輪軌道と内輪軌道とのうちの内輪軌道
は、円周方向に関して凸に湾曲している為、この内輪軌
道と玉の転動面との接触部に存在する接触楕円の面積が
(円周方向に存在する短径が短くなる為)小さくなり易
い。この為、接触部の面圧上昇を抑えるべく、上記内輪
軌道の曲率半径を玉の転動面の曲率半径に近付けて小さ
くし、上記接触楕円の面積を十分に確保する必要があ
る。ところが、この様に内輪軌道の曲率半径を小さくす
ると、上記接触楕円の(円周方向に対し直角方向に存在
する)長径(この内輪軌道の幅方向に関する幅)が大き
くなる為、この内輪軌道の幅方向端縁に上記玉の転動面
が乗り上げ易くなる。
されるラジアル玉軸受に適用する場合には、外輪軌道の
幅方向端縁よりも、内輪軌道の幅方向端縁に玉の転動面
が乗り上がりにくくする。そして、この為に、内輪軌道
の幅方向側方に設けられた肩部の高さを高くする。とこ
ろが、上述した様に内輪軌道の幅方向端縁には、玉の転
動面が乗り上がり易くなっている。この為、上記外輪軌
道の幅方向端縁よりも、上記内輪軌道の幅方向端縁に玉
の転動面が乗り上がりにくくする為には、上記肩部の高
さを相当高くする必要がある。ところが、この場合、こ
の肩部と保持器等の他の部材とが干渉する事を防止する
必要がある為、ラジアル玉軸受の構造によっては、この
肩部の高さを所望通りに高くできない場合がある。この
為、本発明は、内輪固定・外輪回転で使用されるラジア
ル玉軸受に適用しにくい場合が考えられる。
に関して凹に湾曲している為、この外輪軌道と玉の転動
面との接触部に存在する接触楕円の(円周方向に存在す
る短径が長くなる為)面積を確保し易い。この為、この
外輪軌道の曲率半径を多少大きくしても、接触部の面圧
上昇を抑える事ができる。この様に外輪軌道の場合に
は、その曲率半径を上記内輪軌道の曲率半径に比べて大
きくできる為、上記接触楕円の長半径(上記外輪軌道の
幅方向に関する幅)が小さくなり、この外輪軌道の幅方
向端縁に玉の転動面が乗り上がりにくくなる。
されるラジアル玉軸受に適用する場合には、内輪軌道の
幅方向端縁よりも、外輪軌道の幅方向端縁に玉の転動面
が乗り上がりにくくする。そして、この為に、外輪軌道
の幅方向側方に設けられた肩部の高さを高くするが、上
述した様に外輪軌道の幅方向端縁には、玉の転動面が乗
り上がりにくくなっている。この為、上記内輪軌道の幅
方向端縁よりも、上記外輪軌道の幅方向端縁に玉の転動
面が乗り上がりにくくする場合には、上記肩部の高さを
少しだけ高くすれば良い。従って、この肩部と保持器等
の他の部材との干渉防止を考慮する必要がある場合で
も、この肩部の高さを所望通りに高くし易い。この為、
本発明は、外輪固定・内輪回転で使用されるラジアル玉
軸受に適用し易い。
実施例では、前述の図1に示した複列ラジアル玉軸受1
に本発明を適用し、各玉6、6と各軌道2、4との接触
部の面圧上昇を抑えながら、回転輪の軌道の幅方向片側
に設けた肩部の高さと、固定輪の軌道の幅方向片側に設
けた肩部の高さとを調節する。これにより、運転時に上
記各玉6、6が、上記回転輪の軌道の幅方向片側の端縁
よりも上記固定輪の軌道の幅方向片側の端縁に乗り上が
りにくい構造とする。そして、固定輪と回転輪との寿命
を互いにほぼ等しくしつつ、上記複列ラジアル玉軸受1
全体としての寿命の延長を図る。以下の実施例は、上述
の図1に加えて、図3〜10を参照しつつ説明する。
複列ラジアル玉軸受1を構成する各内輪5、5が使用時
に回転する回転輪であり、外輪3が使用時にも回転しな
い固定輪である場合の実施例である。本例では、上記玉
6の直径D(図5)が9.5〜12.7mmの範囲にあ
り、玉列のピッチ円直径が44〜64.5mmの範囲にあ
り、外輪、内輪各軌道2、4と上記玉6の転動面との接
触角α(図5)が40度であり、上記外輪軌道2の曲率
半径ro (図3、6、請求項2の「rs 」)及び上記内
輪軌道4の曲率半径ri(図4、6、請求項2の「r
m 」)と上記玉6の直径Dとの比が、それぞれ(r o /
D)=0.51〜0.54、(ri /D)=0.51〜
0.54の範囲にある複列ラジアル玉軸受1を対象とす
る。
記外輪軌道2と上記玉6の転動面との接触部に存在する
接触楕円(以下「外輪側の接触楕円」と言う。)の長軸
方向の半径(以下「長半径」と言う。)をao (図5、
請求項の「as 」)とし、上記内輪軌道4と上記玉6の
転動面との接触部に存在する接触楕円(以下「内輪側の
接触楕円」と言う。)の長半径をai (図5、請求項の
「am 」)とした場合に、これら各長半径ao 、ai 同
士の比(ao /ai )と、上記外輪、内輪各軌道2、4
の曲率半径ro 、ri 同士の比(ro /ri )との間に
は、図7に示す様な直線関係(比例関係)、即ち、次の
(1)式で表される関係が成立する。 (ao /ai )=−7.215(ro /ri )+8.187 −−−−−(1) 尚、この(1)式を請求項の記載と対比すると、−7.
215=P、8.187=Qとなる{後述する(7)式
に於いて同じ}。尚、上記各長半径ao 、aiの具体的
数値は、玉軸受の技術分野で周知である、ヘルツの接触
理論により求める事ができる。
道4の溝底から、荷重を負荷可能な部分の端である、こ
の肩部8の端縁までの径方向高さ)をHi (図4、6、
請求項の「Hm 」)とすると、上記内輪軌道4の曲率中
心O4 を中心とする、この内輪軌道4の溝底と上記肩部
8の端縁との間の角度θHi(図6)は、 θHi=cos-1 (1−Hi /ri ) −−−−−(2) となる。又、上記外輪、内輪各軌道2、4と上記玉6の
転動面との接触角はαであるから、上記内輪側の接触楕
円の許容長半径(=上記玉6の転動面が内輪側の肩部8
の端縁に乗り上げない範囲での、当該接触楕円の長半径
ai の最大値)ai、limは、 ai、lim =ri ・sin (θHi−α) −−−−−(3) となる。
が上記許容長半径ai、lim である場合の、前記外輪側
の接触楕円の長半径ao (この場合のao をao、ilim
とする)は、前記(1)式より、 ao、ilim=ai、lim {−7.215(ro /ri )+8.187} −−−−−(4) となる。
o、ilimが、上記外輪側の接触楕円の許容長半径(=上
記玉6の転動面が外輪側の肩部7の端縁に乗り上げない
範囲での、当該接触楕円の長半径ao の最大値)となる
場合の、外輪側の肩部7の高さ(上記記外輪軌道2の溝
底からこの肩部7の端縁までの径方向高さ)Ho (図
6、請求項の「Hs 」。尚、この場合のHo を必要最低
高さHo、min とする)は、 Ho、min =ro (1−cos θHo) −−−−−(5) となる。尚、この(5)式の右辺中のθHoは、図6に示
す様に、上記外輪軌道2の曲率中心O2 を中心とする、
この外輪軌道2の溝底と上記肩部7の端縁との間の角度
であり、 θHo=α+sin -1(ao、ilim/ro ) −−−−−(6) で表される。
(4)及び(6)式を代入すると、上記外輪側の肩部7
の必要最低高さHo、min は、 Ho、min =ro (1−cos (α+sin -1(ri ・sin (cos-1 (1−Hi /ri )−α)×(−7.215(ro /ri )+8.187)/ro ))) −−−−−(7) と表されるが、この(7)式を諸元の異なる幾つかの複
列ラジアル玉軸受1に就いて計算すると、図8に示す様
な結果が得られ、この結果に示す直線関係(比例関係)
から、次の近似式が得られる。 Ho、min =Hi {−6.131(ro /ri )+7.105} −−−−−(8)
5の肩部8の高さをHi とした場合に、固定輪である外
輪3の肩部7の高さHo を上記必要最低高さHo、min
よりも大きくする(Ho >Ho、min )事により、運転
時に複数個の玉6、6が、上記回転輪である内輪5の肩
部8の端縁よりも上記固定輪である外輪3の肩部7の端
縁に乗り上げにくい構造として、上記複列ラジアル玉軸
受1の長寿命化を図る。例えば、Ho =(1.07〜
1.15)×Ho、min とすれば、上記複列ラジアル玉
軸受1の長寿命化を図れると共に、上記外輪軌道2と上
記内輪軌道4との実際の転がり疲れ寿命を互いにほぼ等
しくできる(バランスの良い設計を行なえる)。
ラジアル玉軸受1の6例(軸受a〜f)を、以下の表1
に示す。
の曲率半径ro 、riと玉6の直径Dとの比を、(ro
/D)=0.53、(ri /D)=0.5175とし、
接触角αを(前述した通り)40度とした。尚、上記内
輪軌道4は、円周方向に関して凸に湾曲している為、こ
の内輪軌道4と上記玉6の転動面との接触部に存在する
接触楕円の面積が小さくなり易い。この為、当該接触部
の面圧上昇を抑えるべく、上述の様に内輪側の比(ri
/D)を、外輪側の比(ro /D)に比べて小さくし
た。一方、この様に比(ri /D)を小さくした分、上
記接触楕円の長径(この内輪軌道4の幅方向に関する
幅)が長くなり、この接触楕円の一部が上記内輪軌道4
から外れ易くなる為、これを有効に防止すべく、回転輪
である内輪5の肩部8の高さHi は、上記玉6の直径D
の42%(Hi =0.42×D)とした。又、固定輪で
ある外輪3の肩部7の高さHo は、Ho ≒1.1×H
o、min とした。この結果、上述した各軸受a〜fと
も、本発明による肩部の寸法規制を行なう前に比べて、
軸受全体の転がり疲れ寿命を1.5〜3倍程度伸ばす事
ができた。
玉軸受1を構成する外輪3が使用時に回転する回転輪で
あり、各内輪5、5が使用時にも回転しない固定輪であ
る場合の実施例である。本例の場合も、上述した第1例
の場合と同様、玉6の直径Dが9.5〜12.7mmの範
囲にあり、玉列のピッチ円直径が44〜64.5mmの範
囲にあり、外輪、内輪各軌道2、4と上記玉6の転動面
との接触角αが40度であり、上記外輪軌道2の曲率半
径ro (請求項の「rm 」)及び上記内輪各軌道4の曲
率半径r i (請求項の「rs 」)と上記玉6の直径Dと
の比が、それぞれ(ro /D)=0.51〜0.54、
(ri /D)=0.51〜0.54の範囲にある複列ラ
ジアル玉軸受1を対象とする。
輪側の接触楕円の長半径ai (請求項の「as 」)と外
輪側の接触楕円の長半径ao (請求項の「am 」)との
比(ai /ao )と、上記内輪、外輪各軌道4、2の曲
率半径ri 、ro 同士の比(ri /ro )との間には、
図9に示す様な直線関係(比例関係)、即ち、次の
(9)式で表される関係が成立する。 (ai /ao )=−11.448(ri /ro )+12.481 −−−−−(9) 尚、この(9)式を請求項の記載と対比すると、−1
1.448=P、12.481=Qとなる{後述する
(15)式に於いて同じ}。
項の「Hm 」)とすると、上記外輪軌道2の曲率中心O
2 を中心とする、この外輪軌道2の溝底と上記肩部7の
端縁との間の角度θHoは、 θHo=cos-1 (1−Ho /ro ) −−−−−(10) となる。又、上記内輪、外輪各軌道4、2と上記玉6の
転動面との接触角はαであるから、上記外輪側の接触楕
円の許容長半径ao、lim は、 ao、lim =ro ・sin (θHo−α) −−−−−(11) となる。
が上記許容長半径ao、lim である場合の、前記内輪側
の接触楕円の長半径ai (この場合のai をai、olim
とする)は、上記(9)式より、 ai、olim=ao、lim {−11.448(ri /ro )+12.481} −−−−−(12) となる。
ai、olimが、上記内輪側の接触楕円の許容長半径とな
る場合の、内輪側の肩部8の高さHi (請求項の「H
s 」。尚、この場合のHi を必要最低高さHi、min と
する)は、Hi、min =ri (1−cos θHi) −−−
(13)となる。尚、この(13)式の右辺中のθ
Hiは、上記内輪軌道4の曲率中心O4を中心とする、こ
の内輪軌道4の溝底と上記肩部8の端縁との間の角度で
あり、 θHi=α+sin -1(ai、olim/ri ) −−−−−(14) で表される。
〜(12)及び(14)式を代入すると、上記内輪側の
肩部8の必要最低高さHi、min は、 Hi、min =ri (1−cos (α+sin -1(ro ・sin (cos-1 (1−Ho /ro )−α)×(−11.448(ri /ro )+12.481)/ri )) ) −−−−−(15) と表されるが、この(15)式を諸元の異なる幾つかの
複列ラジアル玉軸受1に就いて計算すると、図10に示
す様な結果が得られ、この結果に示す直線関係(比例関
係)から、次の近似式が得られる。 Hi、min =Ho {−9.0382(ri /ro )+10.063} −−−−−(16)
3の肩部7の高さをHo とした場合に、固定輪である内
輪5の肩部8の高さHi を上記必要最低高さHi、min
よりも大きくする(Hi >Hi、min )事により、運転
時に複数個の玉6、6が、上記回転輪である外輪3の肩
部7の端縁よりも上記固定輪である内輪5の肩部8の端
縁に乗り上げにくい構造として、上記複列ラジアル玉軸
受1の長寿命化を図る。例えば、Hi =(1.07〜
1.15)×Hi、min とすれば、上記複列ラジアル玉
軸受1の長寿命化を図れると共に、上記内輪軌道4と上
記外輪軌道2との実際の転がり疲れ寿命を互いにほぼ等
しくできる(バランスの良い設計を行なえる)。
ラジアル玉軸受1の6例(軸受g〜l)を、以下の表2
に示す。
の曲率半径ro 、riと玉6の直径Dとの比を、(ro
/D)=0.53、(ri /D)=0.5175とし、
接触角αを(前述した通り)40度とした。尚、上記外
輪軌道2は、円周方向に関して凹に湾曲している為、こ
の外輪軌道2と上記玉6の転動面との接触部に存在する
接触楕円の面積を確保し易い。この為、上述の様に外輪
側の比(ro /D)を、内輪側の比(ri /D)に比べ
て大きくした。又、この様に外輪側の比(ro /D)を
大きくした分、上記外輪軌道2の幅方向端縁に上記玉6
の転動面を乗り上げにくくできる為、回転輪である外輪
3の肩部7の高さHo は、上記玉6の直径Dの33%
(Ho =0.33×D)とした。又、固定輪である内輪
5の肩部8の高さHi は、Hi ≒1.1×Hi、min と
した。この結果、上記各軸受g〜lとも、本発明による
肩部の寸法規制を行なう前に比べて、軸受全体の転がり
疲れ寿命を1.5〜3倍程度伸ばす事ができた。
部に組み込む複列ラジアル玉軸受1を例に挙げて説明し
たが、本発明を適用可能なラジアル玉軸受は、これに限
るものではない。例えば、変速機等の動力伝達装置、旋
盤等の工作機械、コンプレッサの回転軸の端部に組み付
ける電磁クラッチ付プーリ装置、家庭用電化機器、情報
機器等、各種機械装置の回転支持部に組み込んで、運転
時に玉の乗り上げを生じる可能性のあるラジアル玉軸受
(複列・単列、深溝型・アンギュラ型等の種別を問わな
い)に適用可能である。
た通り構成され作用するので、固定輪と回転輪との寿命
のバランスを取りつつ、ラジアル玉軸受全体としての寿
命の延長を図れる。
複列ラジアル玉軸受の半部断面図。
等しいラジアル玉軸受の耐久試験の結果を示す図。
外輪の半部断面図。
表した図。
i 、Ho と、軌道の溝底と肩部の端縁との間の角度
θHi、θHoとを表した図。
ri )と外輪側、内輪側両接触楕円の長半径同士の比
(ao /ai )との関係を示すグラフ。
ri )と、外輪側の肩部の必要最低高さと内輪側の肩部
の高さとの比(Ho、min /Hi )との関係を示すグラ
フ。
ro )と内輪側、外輪側両接触楕円の長半径同士の比
(ai /ao )との関係を示すグラフ。
/ro )と、内輪側の肩部の必要最低高さと外輪側の肩
部の高さとの比(Hi、min /Ho )との関係を示すグ
ラフ。
Claims (3)
- 【請求項1】 内周面に外輪軌道を形成した外輪と、外
周面に内輪軌道を形成した内輪と、これら外輪軌道と内
輪軌道との間に転動自在に設けられた複数個の玉とを備
え、上記外輪と上記内輪とのうちの一方の軌道輪が使用
時にも回転しない固定輪となり、他方の軌道輪が使用時
に回転する回転輪となるラジアル玉軸受に於いて、この
回転輪の周面に形成した軌道の幅方向端縁よりも、上記
固定輪の周面に形成した軌道の幅方向端縁に、上記各玉
の転動面が乗り上がりにくくした事を特徴とするラジア
ル玉軸受。 - 【請求項2】 内周面に外輪軌道を形成した外輪と、外
周面に内輪軌道を形成した内輪と、これら外輪軌道と内
輪軌道との間に転動自在に設けられた複数個の玉とを備
え、上記外輪と上記内輪とのうちの一方の軌道輪が使用
時にも回転しない固定輪となり、他方の軌道輪が使用時
に回転する回転輪となるラジアル玉軸受に於いて、上記
固定輪の周面に形成した軌道の曲率半径をrs とし、上
記回転輪の周面に形成した軌道の曲率半径をrm とし、
上記各玉の転動面と上記固定輪の周面に形成した軌道と
の接触部に存在する接触楕円の長径を2as とし、上記
各玉の転動面と上記回転輪の周面に形成した軌道との接
触部に存在する接触楕円の長径を2am とし、P及びQ
を係数とした場合に、関係式「(as /am )=P(r
s /rm )+Q」が成立し、且つ、上記各玉の転動面と
上記外輪、内輪各軌道との接触角をαとし、上記固定輪
の周面に形成した軌道の幅方向側方に設けられた肩部
の、当該軌道の溝底からの径方向高さをHs とし、上記
回転輪の周面に形成した軌道の幅方向側方に設けられた
肩部の、当該軌道の溝底からの径方向高さをHm とした
場合に、不等式「Hs >rs (1−cos (α+sin
-1(rm ・sin (cos-1 (1−Hm /rm )−α)×
(P(rs /rm )+Q)/rs )))」を満たす事を
特徴とするラジアル玉軸受。 - 【請求項3】 式「Hs =(1.07〜1.15)×r
s (1−cos (α+sin -1(rm ・sin (cos-1 (1−
Hm /rm )−α)×(P(rs /rm )+Q)/r
s )))」を満たす、請求項2に記載したラジアル玉軸
受。
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