JP2006044375A - 電動式パワーステアリング装置 - Google Patents

Abstract

【課題】 ウォーム減速機に組み込む、４点接触型である第二の玉軸受２０の耐久性を確保しつつ摩擦損失の低減を図る事により、電動式パワーステアリング装置の効率の向上を図る。
【解決手段】 上記第二の玉軸受２０の内輪軌道２４及び外輪軌道２６の溝半径ｒと、各玉２３、２３の直径Ｄ_W との比である溝半径比ｆ（ｒ／Ｄ_W ）を、０．５８≦ｆ≦０．７０とする。又、上記各軌道２４、２６のレストアングルβをそれぞれ、３５°≦β≦５０°とする。更に、上記玉軸受の外径をＤ_e 、内径をｄ_i とした場合に、上記各玉２３、２３の直径Ｄ_W を、０．３０×｛（Ｄ_e −ｄ_i ）／２｝≦Ｄ_W ≦０．４５×｛（Ｄ_e −ｄ_i ）／２｝とする。
【選択図】 図２

Description

この発明は、電動式パワーステアリング装置の改良に関する。具体的には、この電動式パワーステアリング装置の効率を向上させるべく、このウォーム減速機に組み込む玉軸受の耐久性を確保しつつ、摩擦損失の低減を図るものである。

操舵輪（フォークリフト等の特殊車両を除き、通常は前輪）に舵角を付与する際に運転者がステアリングホイールを操作する為に要する力の軽減を図る為の装置として、パワーステアリング装置が広く使用されている。又、この様なパワーステアリング装置で、補助動力源として電動モータを使用する電動式パワーステアリング装置も、近年普及し始めている。電動式パワーステアリング装置は、油圧式のパワーステアリング装置に比べて小型・軽量にでき、補助動力の大きさ（トルク）の制御が容易で、しかもエンジンの動力損失が少ない等の利点がある。図８は、この様な電動式パワーステアリング装置の、従来から知られている基本構成を略示している。

ステアリングホイール１の操作に基づいて回転するステアリングシャフト２の中間部には、このステアリングホイール１からこのステアリングシャフト２に加えられるトルクの方向と大きさとを検出するトルクセンサ３と、減速機４とを設けている。この減速機４の出力側は上記ステアリングシャフト２の中間部に結合し、同じく入力側は電動モータ５の回転軸に結合している。又、上記トルクセンサ３の検出信号は、車速を表す信号と共に、上記電動モータ５への通電を制御する為の制御器６に入力している。又、上記減速機４として従来から、例えば特許文献１に記載されている様に、大きなリード角を有し、動力の伝達方向に関して可逆性を有するウォーム減速機を、一般的に使用している。即ち、回転力受取部材であるウォームホイールを上記ステアリングシャフト２の中間部に固定すると共に、回転力付与部材であり上記電動モータ５の回転軸に結合固定したウォーム軸のウォームを、上記ウォームホイールと噛合させている。

操舵輪１４に舵角を付与する為、上記ステアリングホイール１を操作し、上記ステアリングシャフト２が回転すると、上記トルクセンサ３がこのステアリングシャフト２の回転方向とトルクとを検出し、その検出値を表す信号を上記制御器６に送る。するとこの制御器６は、上記電動モータ５に通電して、上記減速機４を介して上記ステアリングシャフト２を、上記ステアリングホイール１に基づく回転方向と同方向に回転させる。この結果、上記ステアリングシャフト２の先端部（図８の下端部）は、上記ステアリングホイール１から付与された力に基づくトルクよりも大きなトルクで回転する。

この様なステアリングシャフト２の先端部の回転は、自在継手７、７及び中間シャフト８を介してステアリングギヤ９の入力軸１０に伝達される。この入力軸１０は、上記ステアリングギヤ９を構成するピニオン１１を回転させ、ラック１２を介してタイロッド１３を押し引きし、操舵輪１４に所望の舵角を付与する。上述した説明から明らかな通り、上記ステアリングシャフト２の先端部から自在継手７を介して中間シャフト８に伝達されるトルクは、上記ステアリングホイール１から上記ステアリングシャフト２の基端部（図８の上端部）に加えられるトルクよりも、上記電動モータ５から減速機４を介して加えられる補助動力分だけ大きい。従って、上記操舵輪１４に舵角を付与する為に運転者が上記ステアリングホイール１を操作する為に要する力は、上記補助動力分だけ小さくて済む様になる。

上述の様に、電動式パワーステアリング装置の減速機４として、ウォーム減速機が広く使用されている。このウォーム減速機は、本発明の実施例を示す図１に詳示する様に、ハウジング１５と、ウォーム軸１６と、ウォームホイール１７とを備える。このうちのハウジング１５は、電動モータ５に固定されている。又、ウォーム軸１６とウォームホイール１７とは、上記ハウジング１５の内側に設けて、このウォームホイール１７と上記ウォーム軸１６の中間部に設けたウォーム１８とを噛合させている。又、このウォーム軸１６は、上記ハウジング１５に、第一、第二の玉軸受１９、２０により回転自在に支持されている。即ち、上記ウォーム軸１６の先端部（図１の右端部）を第一の玉軸受１９により、このウォーム軸１６の基端部（図１の左端部）を第二の玉軸受２０により、それぞれ支持している。

又、上記ウォーム軸１６の基端部と上記電動モータ５の出力軸２１とを連結している。この為、この出力軸２１の回転に伴い、上記ウォーム軸１６が回転する。そして、このウォーム軸１６のウォーム１８から上記ウォームホイール１７に回転力が、減速されて伝達され、このウォームホイール１７をその中間部に固定したステアリングシャフト２（図８参照）を回転させる。又、上記ウォーム軸１６の先端部と上記ハウジング１５との間に、押付機構２２を設け、このウォーム軸１６のウォーム１８と上記ウォームホイール１７との間に所定の予圧を付与している。そして、このウォーム１８とウォームホイール１７との間で歯打ち音が生じる事を防止している。

近年、自動車の省燃費化に対する要求が高く、エンジンの効率の向上だけではなく、補機類を含めた自動車部品全体の効率向上が大きな技術的課題となっている。この為、自動車部品のうちのステアリング機構の場合、前述した様に、比較的効率の悪い油圧式のパワーステアリング装置に代わって、電動式のパワーステアリング装置が広く使用される様になっている。但し、上述の様に、電動式パワーステアリング装置に組み込む減速機として使用するウォーム減速機は、例えば、非特許文献１に記載されている様に、ギヤを使用した減速機の中では比較的効率が悪い事が知られている。この様なウォーム減速機を組み込んだ電動式パワーステアリング装置は、上記油圧式のパワーステアリング装置に比べて効率は良いものの、更なる効率の向上が要求されている。

上記ウォーム減速機の効率を向上させる為に、例えば、このウォーム減速機に組み込む玉軸受の低トルク化を図る事が考えられる。前述の図１に示した様に、このウォーム減速機を構成するウォーム軸１６は、先端部と基端部とを第一、第二の玉軸受１９、２０により支持されている。このうちの第二の玉軸受２０には、前記ウォーム１８と前記ウォームホイール１７との噛合部及び前記押付機構２２の存在により、ラジアル荷重及びアキシアル荷重、更にはモーメント荷重が作用する場合がある。これら各荷重を十分に支承する為、上記第二の玉軸受２０を、４点接触型の玉軸受とする事が好ましい。この様に、第二の玉軸受２０として、４点接触型の玉軸受を使用した場合、転がり接触する部分が増え、しかも各転がり接触部でのスピン損失も一般の２点接触型の玉軸受に比べて大きくなる為、一般の玉軸受と比べて摩擦損失が増大する。

この為、ウォーム減速機の効率を向上させる為に、４点接触型の玉軸受である、上記第二の玉軸受２０の摩擦損失を小さくする事が望まれる。そして、この第二の玉軸受２０の摩擦損失を低減させる為には、転がり接触部に存在する接触楕円を小さくする事が考えられる。例えば、非特許文献２に記載されている様に、軌道輪の軌道面の溝半径と各玉の直径との比である溝半径比を大きくする事により、接触楕円を小さくして摩擦損失を低減する事ができるが、単にこの溝半径比を大きくした場合には、玉の転動面と軌道面との最大接触面圧が大きくなり、上記第二の玉軸受２０に、早期剥離が生じる等、耐久性が低下する可能性がある。従って、この第二の玉軸受２０の摩擦損失の低減を図る為には、耐久性を考慮して検討する必要がある。尚、非特許文献３には、玉軸受の溝半径比と摩擦損失或いは最大接触面圧との関係等を数値解析する方法が記載されている。

特開２００２−６７９９１号公報 歯車便覧編集委員会編、「歯車便覧−増補改訂版」、日刊工業新聞社、１９６２年、ｐ．３０８、図４・３ Tedric A. Harris,「ROLLING BEARING ANALYSIS Fourth Edition」,JOHN WILEY&SONS,INC,2001,p486 H.Aramaki,Y.Shoda,Y.Morishita,T.Sawamoto,「J of Tribology」,Vol.110,1988,p693-698

本発明は、上述の様な事情に鑑みて、電動式パワーステアリング装置を構成するウォーム減速機に組み込む玉軸受を４点接触型の玉軸受とした場合でも、この玉軸受の耐久性を確保しつつ摩擦損失の低減を図り、上記電動式パワーステアリング装置の効率を向上させるべく発明したものである。

本発明の電動式パワーステアリング装置は、ステアリングシャフトと、ウォームホイールと、ウォーム軸と、玉軸受と、電動モータとを備える。
このうちのステアリングシャフトは、ステアリングホイールの操作に基づいて回転する。
又、上記ウォームホイールは、このステアリングシャフトの中間部に固定されている。 又、上記ウォーム軸は、このウォームホイールと噛合するウォームを設けている。
又、上記玉軸受は、このウォーム軸の基端部をハウジングに対して回転自在に支持するものである。
又、上記電動モータは、このウォーム軸にその出力軸を接続している。
更に、上記玉軸受は、内輪と、外輪と、複数個の玉とを備えるものであり、
このうちの内輪は、外周面に断面円弧形の内輪軌道を有し、
又、上記外輪は、内周面に断面円弧形の外輪軌道を有し、
又、上記各玉は、上記内輪軌道と外輪軌道との間に転動自在に設けられている。
そして、上記電動モータの動力を上記ウォームとウォームホイールとを介して上記ステアリングシャフトに伝達する事により、上記ステアリングホイールの操舵力の軽減を図るものである。

特に、本発明の電動式パワーステアリング装置に於いては、上記玉軸受が、上記内輪軌道及び外輪軌道と上記各玉の転動面とが、それぞれ２点ずつで転がり接触する、４点接触型の玉軸受であり、次の（１）〜（３）の条件のうちの少なくとも１つの条件を満たす。（１）上記内輪軌道及び外輪軌道の溝半径をｒとし、上記各玉の直径をＤ_W とした場合に、ｒ／Ｄ_W で表される溝半径比ｆが、０．５８≦ｆ≦０．７０の範囲内である。
（２）上記内輪軌道及び外輪軌道のレストアングルβがそれぞれ、３５°≦β≦５０°の範囲内である。尚、レストアングルとは、内輪軌道及び外輪軌道と各玉の転動面との転がり接触部の位置の、これら各軌道の中央からのずれ角度を指す。
（３）玉軸受の外径をＤ_e 、内径をｄ_i とした場合に、上記各玉の直径Ｄ_W が、０．３０×｛（Ｄ_e −ｄ_i ）／２｝≦Ｄ_W ≦０．４５×｛（Ｄ_e −ｄ_i ）／２｝の範囲内である。

上述の様に構成される本発明の電動式パワーステアリング装置の場合、ウォーム軸の基端部を支持する為の玉軸受に関して、その溝半径比ｆ、レストアングルβ、各玉の直径Ｄ_W の何れかを、それぞれ上述の様に規制する事により、上記玉軸受の耐久性を確保しつつ、摩擦損失の低減を図れる。
即ち、上記溝半径比ｆが０．５８未満の場合、摩擦損失を十分に低減できない。これに対して、この溝半径比ｆが０．７０を越える場合、軌道面と転動面との接触面圧が高くなり過ぎて、この軌道面に圧痕が生じる可能性がある。この為に本発明の場合には、この溝半径比ｆを、０．５８≦ｆ≦０．７０の範囲に規制している。この溝半径比ｆをこの範囲に規制すれば、上記玉軸受の耐久性を確保しつつ、摩擦損失の低減を図れる。

又、上記レストアングルβは、その値によっては摩擦損失を小さくできるが、このレストアングルβが５０°を越えると、各玉が軌道面から乗り上げ易くなり、玉軸受の耐久性が損なわれる。これに対して、上記レストアングルβが３５°未満の場合には、摩擦損失の低減を十分に図れない。この為に本発明の場合には、このレストアングルβを、３５°≦β≦５０°の範囲に規制している。このレストアングルβをこの範囲に規制すれば、上記玉軸受の耐久性を確保しつつ、摩擦損失の低減を図れる。

又、上記各玉の直径Ｄ_W は、小さくする程摩擦損失を小さくできるが、この直径Ｄ_W が、０．３０×｛（Ｄ_e −ｄ_i ）／２｝よりも小さくなると、接触面圧が大きくなり過ぎて、耐久性が低下する。これに対して、上記直径Ｄ_W が、０．４５×｛（Ｄ_e −ｄ_i ）／２｝よりも大きい場合には、摩擦損失の低減を十分に図れない。この為に本発明の場合には、上記各玉の直径Ｄ_w を、０．３０×｛（Ｄ_e −ｄ_i ）／２｝≦Ｄ_W ≦０．４５×｛（Ｄ_e −ｄ_i ）／２｝の範囲に規制している。この直径Ｄ_w をこの範囲に規制すれば、上記玉軸受の耐久性を確保しつつ、摩擦損失の低減を図れる。

上述の様に、玉軸受が４点接触型の玉軸受であっても、摩擦損失が小さく、耐久性を確保できる為、この玉軸受を組み込んだ電動式パワーステアリング装置の効率を向上させる事ができる。

本発明を実施する場合には、請求項２に記載した様に、前述した（１）〜（３）の条件の総てを満たす事が好ましい。
更に好ましくは、これら各条件のうちの溝半径比ｆとレストアングルβとを、請求項３に記載した様に規制する。
即ち、溝半径比ｆを、０．６０≦ｆ≦０．６５の範囲内とし、レストアングルβを、４０°≦β≦４５°の範囲内とする。
この様に構成すれば、摩擦損失をより低減できると共に、耐久性をより向上させる事ができる。

図１〜３は、本発明の実施例を示している。尚、本発明の特徴は、電動式パワーステアリング装置を構成するウォーム減速機に組み込む第一、第二の玉軸受１９、２０のうちの、ウォーム軸１６の基端部を支持する第二の玉軸受２０を４点接触型の玉軸受とし、且つ、この第二の玉軸受２０の耐久性を確保しつつ、摩擦損失の低減を図るべく、この第二の玉軸受２０の溝半径比ｆ、レストアングルβ、この第二の玉軸受２０を構成する各玉２３、２３の直径Ｄ_W を、適正に規制する点にある。この第二の玉軸受２０を組み込むウォーム減速機及び電動式パワーステアリング装置の基本的な構造に関しては、従来から知られている構造と同じである。即ち、図１は、上記第二の玉軸受２０を組み込んだウォーム減速機を、電動式パワーステアリング装置に組み付けた状態を示しているが、電動式パワーステアリング装置の基本的な構造は、前述の図７で説明した通りである。又、上記ウォーム減速機に就いても、背景技術で説明した通りである。この為、以下の説明では、上記第二の玉軸受２０の構造を中心に説明する。

上記第二の玉軸受２０は、図２に示す様に、外周面に断面円弧形の内輪軌道２４を有する内輪２５と、内周面に断面円弧形の外輪軌道２６を有する外輪２７と、これら内輪軌道２４と外輪軌道２６との間に、保持器２８に保持された状態で転動自在に設けられた複数個の玉２３、２３とを備える。又、これら内輪２５、外輪２７、各玉２３、２３の材質は、軸受鋼２種（ＳＵＪ２）製としている。又、これら各玉２３、２３を保持する上記保持器２８は、例えば、ナイロン６６等の合成樹脂製の冠形保持器としている。又、上記内輪２５の外周面と外輪２７の内周面との間に存在する環状空間２９の軸方向両端部を、例えば、ＳＰＣＣ（JIS G 3141）に亜鉛メッキを施した金属板製のシールド板３０、３０により塞いでいる。そして、この環状空間２９に封入したグリースが外部に漏出する事を防止すると共に、外部に浮遊する塵芥等の異物がこの環状空間２９内に侵入する事を防止している。尚、上記第二の玉軸受、２０を構成する各部材の材料は、一般に使用されている軸受の材料が適用可能であり、上述した材料に制限されるものではない。

又、上記第二の玉軸受２０は、上記内輪軌道２４及び外輪軌道２６とこれら各玉２３、２３の転動面とが、それぞれ２点ずつで転がり接触する、４点接触型の玉軸受である。この為、上記内輪軌道２４及び外輪軌道２６の断面形状はそれぞれ、所謂ゴシックアーチ状としている。又、上記内輪２５の外周面中央部と、上記外輪２７の内周面中央部とには、それぞれ逃げ溝３１、３１を形成している。そして、上記内輪軌道２４及び外輪軌道２６をゴシックアーチ状に形成する際に使用する工具の干渉を防止している。但し、この様な逃げ溝３１、３１は、省略する事もできる。

特に、本実施例の場合、上記内輪軌道２４及び外輪軌道２６の溝半径ｒ_i 、ｒ_e と、上記各玉２３、２３の直径Ｄ_W との比ｆ_i （＝ｒ_i ／Ｄ_W ）、ｆ_e （＝ｒ_e ／Ｄ_W ）を、０．５８以上０．７０以下｛０．５８≦ｆ_i （ｆ_e ）≦０．７０｝を満たす様に規制している。尚、特許請求の範囲では、上記内輪軌道２４及び外輪軌道２６の溝半径をｒ、溝半径比をｆとしているが、これは、これら各軌道２４、２６の溝半径及び溝半径比を代表してそれぞれ示したものである。従って、特許請求の範囲に記載した溝半径ｒは、上記ｒ_i 及びｒ_e を、溝半径比ｆは、上記ｆ_i 及びｆ_e を、それぞれ示している。又、これらｒ_i 、ｒ_e と、これらｆ_i 、ｆ_e とは互いに同じ値でも良く、異なった値でも良い。言い換えれば、ｆ_i 及びｆ_e が、共に上記範囲内に入っていれば良く、互いに同じ値である必要はないし、同じ値であっても良い。以下、上記ｒ_i 及びｒ_e をｒと、上記ｆ_i 及びｆ_e をｆと、それぞれ表す事とする。

又、上記各軌道２４、２６とこれら各玉２３、２３の転動面との転がり接触部の位置の、これら各軌道２４、２６の中央からのずれ量（ずれ角度）であるレストアングルβを、それぞれ３５°以上５０°以下（３５°≦β≦５０°）に規制している。更に、本実施例の場合、玉軸受の外径をＤ_e 、内径をｄ_i とした場合に、上記各玉２３、２３の直径Ｄ_W を、０．３０×｛（Ｄ_e −ｄ_i ）／２｝≦Ｄ_W ≦０．４５×｛（Ｄ_e −ｄ_i ）／２｝を満たす値としている。尚、本実施例の場合、上述した何れの条件も満たす様に、各値（ｆ、β、Ｄ_W ）を規制しているが、上記３つの条件のうちの少なくとも１つの条件を満たせば良い。但し、これら３つの条件を総て満たす事が、効率の向上と耐久性の確保とを高次元で両立させる面からは好ましい。

上述の様に各値（ｆ、β、Ｄ_W ）を規制する為には、例えば、上記溝半径ｒを２．９５mm（この場合は、ｒ_i ＝ｒ_e ）、上記各玉２３、２３の直径Ｄ_W を４．７６２５mmとする。尚、これら各玉２３、２３の数Ｚは、例えば１０個とする。この場合、溝半径比ｆは、凡そ０．６２となる。又、上記各軌道２４、２６の左右の溝半径ｒの曲率中心Ｏ₁ 、Ｏ₂ 同士の距離であるオフセット量Ａを０．７３５mmとし、上記各軌道２４、２６のレストアングルβを、それぞれ４０°とする。更に、上述の様な直径を有する各玉２３、２３を組み込む玉軸受として、外径Ｄ_e が４０mm、内径ｄ_i が１７mm、これら各玉２３、２３のピッチ円直径Ｄ_P が２６．５mmのものを使用する。この場合、（Ｄ_e −ｄ_i ）／２の値が１１．５となる為、０．３０×｛（Ｄ_e −ｄ_i ）／２｝≦Ｄ_W ≦０．４５×｛（Ｄ_e −ｄ_i ）／２｝が、３．４５≦Ｄ_W ≦５．１７５となり、上記各玉２３、２３の直径Ｄ_W （＝４．７６２５）は、この範囲内である。

上述の様に、各値（ｆ、β、Ｄ_W ）をそれぞれ規制する理由に就いて説明する。先ず、溝半径比ｆを、０．５８≦ｆ≦０．７０とした理由に就いて説明する。従来の４点接触型の玉軸受は、溝半径比ｆは、０．５２≦ｆ≦０．５８程度である。又、前記非特許文献２にも記載されている様に、一般的に、溝半径比ｆが大きい程、各玉２３、２３と各軌道２４、２６との接触楕円が小さくなるので、玉軸受の摩擦損失が小さくなる。本発明者は、溝半径比ｆと玉軸受の摩擦損失Ｑとの関係、及び、この溝半径比ｆと、上記各軌道２４、２６と各玉２３、２３の転動面との最大接触面圧Ｐ_max との関係を数値解析した。この数値解析は、前記非特許文献３に記載された方法を使用した。又、この数値解析の条件は、レストアングルβを、内輪軌道２４及び外輪軌道２６共に３０゜で一定とした。又、図５に示す様に、ｘ軸、ｙ軸、ｚ軸を規定した場合に、それぞれの軸方向に作用する荷重（それぞれの矢印方向を正）Ｆ_x 、Ｆ_y 、Ｆ_z と、それぞれの軸回りのモーメント（右ねじ回転を正）Ｍ_x 、Ｍ_y 、Ｍ_z とを次の様な数値とした。尚、図５の右側を電動モータ５側、左側をウォーム１８側とする。
Ｆ_x ＝−１１５０（Ｎ）
Ｆ_y ＝３１８（Ｎ）
Ｆ_z ＝６２．６（Ｎ）
Ｍ_x ＝０（Ｎ・ｍ）
Ｍ_y ＝３．６２（Ｎ・ｍ）
Ｍ_z ＝３．８８（Ｎ・ｍ）
又、第二の玉軸受２０の回転数を１１１０（min^-1 ）、この第二の玉軸受２０の温度を８０（℃）とした。この結果を、図４に示す。この図４中、曲線ａは溝半径比ｆと摩擦損失Ｑとの関係を、曲線ｂは溝半径比ｆと最大接触面圧Ｐ_max との関係を、それぞれ表している。

この様な図４から明らかな様に、溝半径比ｆが大きい程、摩擦損失Ｑは低下するが、最大接触面圧Ｐ_max は高くなる。この最大接触面圧Ｐ_max が高くなれば、玉軸受の耐久性が低下する。この為、摩擦損失Ｑを低減しつつ最大接触面圧Ｐ_max を抑えられる範囲に、上記溝半径比ｆを規制する必要がある。この溝半径比ｆが、０．７０を越えると、図４から明らかな様に、上記最大接触面圧Ｐ_max が４．０GPa を越える。この様に、最大接触面圧Ｐ_max が４．０GPa を越える領域では、軌道面に圧痕が生じる可能性がある（面圧限界）。従って、振動及び騒音の発生を抑える等、玉軸受の性能保持を考慮した場合に、上記最大接触面圧Ｐ_max を４．０GPa 以下に抑える必要がある。この為、本実施例では、上記溝半径比ｆの上限を０．７０とした。

又、転がり疲れ寿命を考慮した場合、上記溝半径比ｆは、上記面圧限界に対応する値よりも小さくする必要がある。この溝半径比ｆを０．６５以下にすれば、上記転がり疲れ寿命を十分に確保できる。即ち、転がり疲れ寿命Ｌは、荷重Ｐの３乗に逆比例する｛Ｌ＝（Ｃ／Ｐ）³ ×１０⁶ 、Ｃ：基本動定格荷重｝為、接触面圧の９乗に逆比例する事となる。上記溝半径比ｆが０．６５の場合の最大接触面圧Ｐ_max は、３．７GPa である。この場合の転がり疲れ寿命は、Ｐ_max が４．０GPa の場合（面圧限界）と比較して、約２倍｛≒１／（３．７／４．０）⁹ ｝となる。この為、本実施例では、上記溝半径比ｆを、最大で０．７０、好ましくは０．６５以下としている。

一方、従来構造の範囲である、溝半径比ｆが０．５２の玉軸受の摩擦損失Ｑは、上記図４より、１１．７Ｗである事が分かる。これに対して、本実施例の範囲の下限値である、溝半径比ｆが０．５８の玉軸受の摩擦損失Ｑは、８．５Ｗ以下である。従って、溝半径比ｆを０．５８以上とする事により、従来の玉軸受と比べて摩擦損失Ｑを、２５％以上｛１−（８．５／１１．７）≒２７％｝低減できる。又、上記溝半径比ｆが０．６０の玉軸受の摩擦損失Ｑは、８．０Ｗ以下である為、従来の玉軸受と比べて摩擦損失Ｑを、３０％以上｛１−（８．０／１１．７）≒３２％｝低減できる。この為、本実施例では、上記溝半径比ｆは、最小で０．５８、好ましくは０．６０以上としている。以上の理由により、本実施例では、摩擦損失Ｑの低減を図ると共に、転がり疲れ寿命を確保できる範囲として、溝半径比ｆを、０．５８≦ｆ≦０．７０、好ましくは、０．６０≦ｆ≦０．６５に規制している。

次に、レストアングルβを、前述の様に規制した理由に就いて説明する。一般に、このレストアングルβを適切に規制すれば、玉軸受の摩擦損失Ｑを小さく抑えられるが、このレストアングルβが大き過ぎると、各玉２３、２３が、各軌道２４、２６から乗り上げてしまう。即ち、レストアングルβが大きいと、図６に示す様に、上記各玉２３、２３の転動面と上記各軌道２４、２６との接触部に存在する接触楕円の一部が、これら各軌道２４、２６からはみ出す。この接触楕円の長径をａ、はみ出した長さをｂとした場合、乗り上げ率κ（＝ｂ／ａ）が０よりも大きいと、この接触楕円の一部が、上記各軌道２４、２６からはみ出し、各玉２３、２３が各軌道２４、２６に乗り上げた状態となる。この様に、接触楕円の一部が、これら各軌道２４、２６からはみ出した場合、即ち、乗り上げ率κが０を越えると、上記各玉２３、２３の転動面の一部に、エッヂロードに基づく過大な面圧が加わり、玉軸受の耐久性を損なう。従って、上記レストアングルβを、上記接触楕円が上記各軌道２４、２６からはみ出さない範囲、即ち、乗り上げ率κが０以下となる様に、規制する必要がある。

上記乗り上げ率κとレストアングルβとの関係を数値解析した結果を図７に示す。この図７中、曲線ａはレストアングルβと乗り上げ率κとの関係を、曲線ｂはレストアングルβと摩擦損失Ｑとの関係を、それぞれ示している。尚、この数値解析の方法も、前記非特許文献３に記載されている。又、この数値解析の条件も、前述の図４に示した条件と同じで、レストアングルβの代わりに溝半径比ｆを０．６２で一定とした。この様な図６から明らかな様に、レストアングルβが５０°の時に、上記乗り上げ率κが０となる。又、乗り上げ率κが０、即ちレストアングルβが５０°を越えると、急激に摩擦損失Ｑが大きくなる事が分かる。従って、本実施例では、摩擦損失Ｑを低減する為に、乗り上げ率を０以下、即ち、レストアングルβを５０°以下としている。

一方、従来、４点接触型の玉軸受のレストアングルβは３５°程度とする事が一般的であった。又、上記図７から明らかな様に、レストアングルβが、３５°未満となると、摩擦損失Ｑが大きくなる。従って、本実施例では、レストアングルβを３５°以上としている。特に、上記図７から明らかな様に、レストアングルβが４０°〜５０°、更には４０°〜４５°の範囲で、摩擦損失Ｑをより低減できる事が分かる。この為、レストアングルβを、好ましくは、４０°以上５０°以下、より好ましくは、４０°以上４５°以下とする。

次に、各玉２３、２３の直径Ｄ_W を、前述の範囲に規制する理由に就いて説明する。これら各玉２３、２３の直径Ｄ_W は、小さくなる程、玉軸受の摩擦損失Ｑを小さくできるが、この直径Ｄ_W が小さ過ぎると、これら各玉２３、２３の転動面と各軌道２４、２６との接触部に存在する接触楕円が小さくなる為、玉軸受の動的負荷能力が低下する。従って、上記各玉２３、２３の直径Ｄ_W は、使用条件に応じて定める必要がある。本実施例では、玉軸受の大きさとの関係で、これら各玉２３、２３の直径Ｄ_W を規制する事により、摩擦損失Ｑを低減すると共に、玉軸受の耐久性を確保している。この為に、本実施例では、この玉軸受の外径をＤ_e 、内径をｄ_i とした場合、上記各玉２３、２３の直径Ｄ_W を、０．３０×｛（Ｄ_e −ｄ_i ）／２｝≦Ｄ_W ≦０．４５×｛（Ｄ_e −ｄ_i ）／２｝の範囲としている。尚、従来、一般的に使用された４点接触型の玉軸受の場合、各玉の直径Ｄ_W は、約０．５８７×｛（Ｄ_e −ｄ_i ）／２｝である。従って、従来構造の場合、玉軸受の動的負荷能力を十分に確保できる反面、摩擦損失Ｑが大きかった。

上述の様に、溝半径比ｆ、レストアングルβ、各玉２３、２３の直径Ｄ_W を規制した第二の玉軸受２０を、前述の図１に示す様に、電動式パワーステアリング装置を構成するウォーム減速機に組み込む事により、この電動式パワーステアリング装置の効率を、必要とする耐久性を確保しつつ、向上させる事ができる。

本実施例の電動式パワーステアリング装置のウォーム減速機部分を、一部を省略して示す、部分断面図。 本実施例の電動式パワーステアリング装置に組み込む玉軸受を示す断面図。 各玉と各軌道との関係を説明する為の模式図。 溝半径比と、摩擦損失及び最大接触面圧との関係を示す線図。 数値解析の条件を説明する為に示す、玉軸受の模式図。 乗り上げ率を説明する為に、各玉と各軌道とを示す模式図。 レストアングルと、摩擦損失及び乗り上げ率との関係を示す線図。 本発明の対象となる電動式パワーステアリング装置の全体構造の１例を示す略図。

符号の説明

１ ステアリングホイール
２ ステアリングシャフト
３ トルクセンサ
４ 減速機
５ 電動モータ
６ 制御器
７ 自在継手
８ 中間シャフト
９ ステアリングギヤ
１０ 入力軸
１１ ピニオン
１２ ラック
１３ タイロッド
１４ 操舵輪
１５ ハウジング
１６ ウォーム軸
１７ ウォームホイール
１８ ウォーム
１９ 第一の玉軸受
２０ 第二の玉軸受
２１ 出力軸
２２ 押付機構
２３ 玉
２４ 内輪軌道
２５ 内輪
２６ 外輪軌道
２７ 外輪
２８ 保持器
２９ 環状空間
３０ シールド板
３１ 逃げ溝

Claims (3)

1. ステアリングホイールの操作に基づいて回転するステアリングシャフトと、このステアリングシャフトの中間部に固定されたウォームホイールと、このウォームホイールと噛合するウォームを設けたウォーム軸と、このウォーム軸の基端部をハウジングに対して回転自在に支持する玉軸受と、このウォーム軸にその出力軸を接続した電動モータとを備え、この玉軸受は、外周面に断面円弧形の内輪軌道を有する内輪と、内周面に断面円弧形の外輪軌道を有する外輪と、これら内輪軌道と外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ものであり、上記電動モータの動力を上記ウォームとウォームホイールとを介して上記ステアリングシャフトに伝達する事により、上記ステアリングホイールの操舵力の軽減を図る、電動式パワーステアリング装置に於いて、上記玉軸受が、上記内輪軌道及び外輪軌道と上記各玉の転動面とがそれぞれ２点ずつで転がり接触する、４点接触型の玉軸受であり、次の（１）〜（３）の条件のうちの少なくとも１つの条件を満たす事を特徴とする電動式パワーステアリング装置。
   （１）上記内輪軌道及び外輪軌道の溝半径をｒとし、上記各玉の直径をＤ_W とした場合に、ｒ／Ｄ_W で表される溝半径比ｆが、０．５８≦ｆ≦０．７０の範囲内である。
   （２）上記内輪軌道及び外輪軌道のレストアングルβがそれぞれ、３５°≦β≦５０°の範囲内である。
   （３）玉軸受の外径をＤ_e 、内径をｄ_i とした場合に、上記各玉の直径Ｄ_W が、０．３０×｛（Ｄ_e −ｄ_i ）／２｝≦Ｄ_W ≦０．４５×｛（Ｄ_e −ｄ_i ）／２｝の範囲内である。
2. 請求項１に記載した電動式パワ−ステアリング装置に於いて、（１）〜（３）の条件の総てを満たす電動式パワーステアリング装置。
3. 次の（ａ）〜（ｂ）の条件のうちの少なくとも１つの条件を満たす、請求項１〜２の何れかに記載した電動式パワーステアリング装置。
   （ａ）溝半径比ｆが、０．６０≦ｆ≦０．６５の範囲内である。
   （ｂ）レストアングルβが、４０°≦β≦４５°の範囲内である。

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