JP2006105350A

JP2006105350A - Rolling bearing unit

Info

Publication number: JP2006105350A
Application number: JP2004295810A
Authority: JP
Inventors: Eisei Doi; 永生土肥
Original assignee: NSK Ltd
Current assignee: NSK Ltd
Priority date: 2004-10-08
Filing date: 2004-10-08
Publication date: 2006-04-20

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To realize a structure capable of accurately determining an orbital speed of balls 8a, 8b, furthermore magnitude of load acting between an outer ring 1 and a hub 11, by reducing change of preload in accompany with temperature change. <P>SOLUTION: An axial distance of the hub 11 with respect to a central point of osculating ellipse existing on rolling contact portions of rolling faces of the balls 8a, 8b and both inner ring raceways 13, 13, is L<SB>a</SB>. Further a diameter of a virtual circular arc connecting centers of the plurality of osculating ellipses relating to each of inner ring raceways 13, 13 is L<SB>r</SB>. Further a diameter of each ball is d, a contact angle of double row balls is α, and temperature rise of the outer ring 1 and the hub 11 in accompany with use are respectively ΔT<SB>1</SB>, ΔT<SB>2</SB>. A dimension or the like of each portion is controlled to satisfy: 0.95ä(ΔT<SB>1</SB>-ΔT<SB>2</SB>)/ΔT<SB>1</SB>}<2d/(L<SB>a</SB>×sinα-L<SB>r</SB>×cosα)<1.05ä(ΔT<SB>1</SB>-ΔT<SB>2</SB>)/ΔT<SB>1</SB>}. <P>COPYRIGHT: (C)2006,JPO&NCIPI

Description

この発明に係る転がり軸受ユニットは、自動車、鉄道車両等の車両の車輪を支持する為に利用する。特に本発明は、上記車両の走行安定性確保を図る為に、転がり軸受ユニットに負荷される荷重（ラジアル荷重とアキシアル荷重との一方又は双方）を測定可能とした構造と組み合わせて実施する事が有効である。 The rolling bearing unit according to the present invention is used for supporting the wheels of vehicles such as automobiles and railway vehicles. In particular, the present invention may be implemented in combination with a structure capable of measuring a load (one or both of a radial load and an axial load) applied to the rolling bearing unit in order to ensure the running stability of the vehicle. It is valid.

例えば自動車の車輪は懸架装置に対し、複列アンギュラ型の玉軸受ユニット等の転がり軸受ユニットにより回転自在に支持する。又、自動車の走行安定性を確保する為に、例えば非特許文献１に記載されている様な、アンチロックブレーキシステム（ＡＢＳ）やトラクションコントロールシステム（ＴＣＳ）、更には、エレクトリックスタビリティコントロールシステム（ＥＳＣ）等の車両用走行安定化装置が使用されている。この様な各種車両用走行安定化装置を制御する為には、車輪の回転速度、車体に加わる各方向の加速度等の信号が必要になる。そして、より高度の制御を行なう為には、車輪を介して上記転がり軸受ユニットに加わる荷重（ラジアル荷重とアキシアル荷重との一方又は双方）の大きさを知る事が好ましい場合がある。 For example, automobile wheels are supported rotatably on a suspension by a rolling bearing unit such as a double-row angular ball bearing unit. In order to ensure the running stability of an automobile, for example, as described in Non-Patent Document 1, an antilock brake system (ABS), a traction control system (TCS), an electric stability control system ( ESC) and other vehicle travel stabilization devices are used. In order to control such various vehicle running stabilization devices, signals such as the rotational speed of the wheels and the acceleration in each direction applied to the vehicle body are required. In order to perform higher-level control, it may be preferable to know the magnitude of a load (one or both of a radial load and an axial load) applied to the rolling bearing unit via the wheel.

この様な事情に鑑みて、特許文献１には、ラジアル荷重を測定自在な、荷重測定装置付転がり軸受ユニットが記載されている。この従来構造の第１例の場合には、非接触式の変位センサにより、回転しない外輪と、この外輪の内径側で回転するハブとの径方向に関する変位を測定する事により、これら外輪とハブとの間に加わるラジアル荷重を求める様にしている。求めたラジアル荷重は、ＡＢＳを適正に制御する他、積載状態の不良を運転者に知らせる為に利用する。 In view of such circumstances, Patent Document 1 describes a rolling bearing unit with a load measuring device capable of measuring a radial load. In the case of the first example of the conventional structure, the outer ring and the hub are measured by measuring the radial displacement between the outer ring that does not rotate and the hub that rotates on the inner diameter side of the outer ring by a non-contact displacement sensor. The radial load applied between and is calculated. The obtained radial load is used not only to properly control the ABS but also to inform the driver of a bad loading condition.

又、特許文献２には、転がり軸受ユニットに加わるアキシアル荷重を測定する構造が記載されている。この特許文献２に記載された従来構造の第２例の場合、外輪の外周面に設けた固定側フランジの内側面複数個所で、この固定側フランジをナックルに結合する為のボルトを螺合する為のねじ孔を囲む部分に、それぞれ荷重センサを添設している。上記外輪を上記ナックルに支持固定した状態でこれら各荷重センサは、このナックルの外側面と上記固定側フランジの内側面との間で挟持される。この様な従来構造の第２例の転がり軸受ユニットの場合、車輪と上記ナックルとの間に加わるアキシアル荷重は、上記各荷重センサにより測定される。更に、特許文献３には、一部の剛性を低くした外輪相当部材に動的歪みを検出する為のストレンゲージを設け、このストレンゲージが検出する玉の通過周波数から玉の公転速度を求め、更に、転がり軸受に加わるアキシアル荷重を測定する方法が記載されている。 Patent document 2 describes a structure for measuring an axial load applied to a rolling bearing unit. In the case of the second example of the conventional structure described in Patent Document 2, bolts for connecting the fixed side flange to the knuckle are screwed at a plurality of positions on the inner side surface of the fixed side flange provided on the outer peripheral surface of the outer ring. Each load sensor is attached to a portion surrounding the screw hole. Each load sensor is clamped between the outer surface of the knuckle and the inner surface of the fixed flange in a state where the outer ring is supported and fixed to the knuckle. In the case of the rolling bearing unit of the second example having such a conventional structure, the axial load applied between the wheel and the knuckle is measured by the load sensors. Furthermore, in Patent Document 3, a strain gauge for detecting dynamic strain is provided in a member corresponding to the outer ring whose rigidity is partially reduced, and the revolution speed of the ball is obtained from the passing frequency of the ball detected by the strain gauge, Furthermore, a method for measuring the axial load applied to the rolling bearing is described.

前述の特許文献１に記載された従来構造の第１例の場合、変位センサにより、外輪とハブとの径方向に関する変位を測定する事で、転がり軸受ユニットに加わる荷重を測定する。但し、この径方向に関する変位量は僅かである為、この荷重を精度良く求める為には、上記変位センサとして、高精度のものを使用する必要がある。高精度の非接触式センサは高価である為、荷重測定装置付転がり軸受ユニット全体としてコストが嵩む事が避けられない。 In the case of the first example of the conventional structure described in Patent Document 1, the load applied to the rolling bearing unit is measured by measuring the displacement in the radial direction between the outer ring and the hub by the displacement sensor. However, since the displacement amount in the radial direction is small, it is necessary to use a highly accurate displacement sensor in order to obtain this load with high accuracy. Since high-precision non-contact sensors are expensive, it is inevitable that the cost of the entire rolling bearing unit with a load measuring device increases.

又、特許文献２に記載された従来構造の第２例の場合、ナックルに対し外輪を支持固定する為のボルトと同数だけ、荷重センサを設ける必要がある。この為、荷重センサ自体が高価である事と相まって、転がり軸受ユニット全体としてのコストが相当に嵩む事が避けられない。又、特許文献３に記載された方法は、外輪相当部材の一部の剛性を低くする必要があり、この外輪相当部材の耐久性確保が難しくなる可能性がある他、十分な測定精度を得る事が難しいと考えられる。 In the second example of the conventional structure described in Patent Document 2, it is necessary to provide as many load sensors as the bolts for supporting and fixing the outer ring to the knuckle. For this reason, coupled with the fact that the load sensor itself is expensive, it is inevitable that the cost of the entire rolling bearing unit is considerably increased. In addition, the method described in Patent Document 3 needs to lower the rigidity of a part of the outer ring equivalent member, which may make it difficult to ensure the durability of the outer ring equivalent member, and obtain sufficient measurement accuracy. Things are considered difficult.

この様な事情に鑑みて考えられた発明として、複列アンギュラ型の玉軸受ユニットである転がり軸受ユニットを構成する１対の列の玉の公転速度に基づいて、この転がり軸受ユニットに加わるラジアル荷重又はアキシアル荷重を測定する、転がり軸受ユニットに関する発明（第一の先発明）がある（特願２００４−７６５５号）。図３は、この第一の先発明の転がり軸受ユニットを示している。 As an invention conceived in view of such circumstances, a radial load applied to the rolling bearing unit based on the revolution speed of a pair of balls constituting the rolling bearing unit which is a double-row angular ball bearing unit. Alternatively, there is an invention (first prior invention) relating to a rolling bearing unit for measuring an axial load (Japanese Patent Application No. 2004-7655). FIG. 3 shows the rolling bearing unit of the first prior invention.

この第一の先発明に係る構造の場合、外輪１（外輪相当部材、静止側軌道輪部材）の軸方向中間部で複列アンギュラ型の外輪軌道２、２の間部分に形成した取付孔３にセンサユニット４を挿通し、このセンサユニット４の先端部５を、上記外輪１の内周面から突出させている。この先端部５には、１対の公転速度検出用センサ６ａ、６ｂと、１個の回転速度検出用センサ７とを設けている。 In the case of the structure according to the first aspect of the present invention, the mounting hole 3 formed in the intermediate portion in the axial direction of the outer ring 1 (outer ring equivalent member, stationary side raceway ring member) between the double row angular type outer ring raceways 2 and 2. The sensor unit 4 is inserted through the front end 5 of the sensor unit 4 so as to protrude from the inner peripheral surface of the outer ring 1. The tip portion 5 is provided with a pair of revolution speed detection sensors 6 a and 6 b and a single rotation speed detection sensor 7.

そして、このうちの各公転速度検出用センサ６ａ、６ｂの検出部を、複列に配置された、各玉８ａ、８ｂを回転自在に保持した各保持器９ａ、９ｂに設けた、公転速度検出用エンコーダ１０ａ、１０ｂに近接対向させて、上記各玉８ａ、８ｂの公転速度を検出自在としている。又、上記回転速度検出用センサ７の検出部を、内輪相当部材であり回転側軌道輪部材であるハブ１１の中間部に外嵌固定した回転速度検出用エンコーダ１２に近接対向させて、このハブ１１の回転速度を検出自在としている。この様な構成を有する第一の先発明に係る転がり軸受ユニットによれば、上記ハブ１１の回転速度の変動に拘らず、上記外輪１とこのハブ１１との間に加わる荷重（ラジアル荷重及びアキシアル荷重）を求められる。 And the detection part of each revolution speed detection sensor 6a, 6b of these is provided in each retainer 9a, 9b which hold | maintained each ball 8a, 8b rotatably arranged in the double row, and detected the revolution speed. The revolving speed of each of the balls 8a and 8b is made freely detectable by being closely opposed to the encoders 10a and 10b. Further, the detection portion of the rotation speed detection sensor 7 is made close to and opposed to the rotation speed detection encoder 12 that is externally fitted and fixed to an intermediate portion of the hub 11 that is an inner ring equivalent member and a rotation side race ring member. 11 rotation speeds can be detected. According to the rolling bearing unit according to the first aspect of the invention having such a configuration, the load (radial load and axial load) applied between the outer ring 1 and the hub 11 regardless of the fluctuation of the rotational speed of the hub 11. Load).

即ち、上述の様な第一の先発明に係る転がり軸受ユニットの場合、図示しない演算器が、上記各センサ６ａ、６ｂ、７から送り込まれる検出信号に基づいて、前記外輪１と上記ハブ１１との間に加わるラジアル荷重とアキシアル荷重とのうちの一方又は双方の荷重を算出する。例えば、このラジアル荷重を求める場合に上記演算器は、上記各公転速度検出用センサ６ａ、６ｂが検出する上記各列の玉８ａ、８ｂの公転速度の和を求め、この和と、上記回転速度検出用センサ７が検出する上記ハブ１１の回転速度との比に基づいて、上記ラジアル荷重を算出する。又、上記アキシアル荷重は、上記各公転速度検出用センサ６ａ、６ｂが検出する上記各列の玉８ａ、８ｂの公転速度の差を求め、この差と、上記回転速度検出用センサ７が検出する上記ハブ１１の回転速度との比に基づいて算出する。或は、上記各列の玉８ａ、８ｂの公転速度の比によっても、上記アキシアル荷重を求められる。この点に就いて、図４を参照しつつ説明する。尚、以下の説明は、アキシアル荷重Ｆｙが加わらない状態での、上記各列の玉８ａ、８ｂの接触角α_a 、α_b が互いに同じであるとして行なう。 That is, in the case of the rolling bearing unit according to the first invention as described above, an arithmetic unit (not shown) is configured to detect the outer ring 1 and the hub 11 based on the detection signals sent from the sensors 6a, 6b and 7. One or both of a radial load and an axial load applied between the two are calculated. For example, when calculating the radial load, the computing unit calculates the sum of the revolution speeds of the balls 8a and 8b in the rows detected by the revolution speed detection sensors 6a and 6b, and the sum and the rotation speed. The radial load is calculated based on a ratio with the rotational speed of the hub 11 detected by the detection sensor 7. The axial load is obtained by calculating the difference between the revolution speeds of the balls 8a and 8b in the respective rows detected by the revolution speed detection sensors 6a and 6b, and the difference and the rotational speed detection sensor 7 are detected. Calculation is based on the ratio to the rotational speed of the hub 11. Alternatively, the axial load can also be obtained by the ratio of the revolution speeds of the balls 8a and 8b in each row. This point will be described with reference to FIG. In the following description, it is assumed that the contact angles α _a and α _b of the balls 8a and 8b in each row are the same in a state where the axial load Fy is not applied.

図４は、上述の図３に示した車輪支持用の転がり軸受ユニットを模式化し、荷重の作用状態を示したものである。複列アンギュラ型の内輪軌道１３、１３と複列アンギュラ型の外輪軌道２、２との間に複列に配置された玉８ａ、８ｂには予圧Ｆ₀ 、Ｆ₀ を付与している。又、使用時に上記転がり軸受ユニットには、車体の質量等により、ラジアル荷重Ｆｚが加わる。更に、旋回走行時に加わる遠心力等により、アキシアル荷重Ｆｙが加わる。これら予圧Ｆ₀ 、Ｆ₀ 、ラジアル荷重Ｆｚ、アキシアル荷重Ｆｙは、何れも上記各玉８ａ、８ｂの接触角α（α_a 、α_b ）に影響を及ぼす。そして、この接触角α_a 、α_b が変化すると、これら各玉８ａ、８ｂの公転速度ｎ_c が変化する。これら各玉８ａ、８ｂのピッチ円直径をＤとし、これら各玉８ａ、８ｂの直径をｄとし、上記両内輪軌道１３、１３を設けたハブ１１の回転速度をｎ_i とし、上記両外輪軌道２、２を設けた外輪１の回転速度をｎ_o とすると、上記公転速度ｎ_c は、次の（１）式で表される。
ｎ_c ＝｛１−（ｄ・cos α／Ｄ）・（ｎ_i ／２）｝＋｛１＋（ｄ・cos α／Ｄ）・（ｎ _o ／２）｝ −−− （１） FIG. 4 schematically shows the wheel bearing rolling bearing unit shown in FIG. 3 described above and shows the action state of the load. Preloads F ₀ and F ₀ are applied to the balls 8 a and 8 b arranged in a double row between the double row angular type inner ring raceways 13 and 13 and the double row angular type outer ring raceways 2 and 2. Further, a radial load Fz is applied to the rolling bearing unit during use due to the mass of the vehicle body or the like. Further, an axial load Fy is applied due to centrifugal force applied during turning. These preloads F ₀ , F ₀ , radial load Fz, and axial load Fy all affect the contact angles α (α _a , α _b ) of the balls 8a, 8b. Then, the contact angle alpha _a, the alpha _b is changed, respective balls 8a, the revolution speed n _c and 8b changes. Each of these balls 8a, the pitch diameter 8b is D, each of these balls 8a, and 8b diameter is d, the rotational speed of the hub 11 provided with the two inner raceways 13, 13 and n _i, the outer ring raceways When the rotational speed of the outer race 1 provided with 2,2 to n _o, the revolution speed n _c is expressed by the following equation (1).
n _c = {1− (d · cos α / D) · (n _i / 2)} + {1+ (d · cos α / D) · (n _o / 2)} (1)

この（１）式から明らかな通り、上記各玉８ａ、８ｂの公転速度ｎ_c は、これら各玉８ａ、８ｂの接触角α（α_a 、α_b ）の変化に応じて変化するが、上述した様にこの接触角α_a 、α_b は、上記ラジアル荷重Ｆｚ及び上記アキシアル荷重Ｆｙに応じて変化する。従って上記公転速度ｎ_c は、これらラジアル荷重Ｆｚ及びアキシアル荷重Ｆｙに応じて変化する。本例の場合、上記ハブ１１が回転し、上記外輪１が回転しない為、具体的には、上記ラジアル荷重Ｆｚに関しては、図５に示す様に、大きくなる程上記公転速度ｎ_c が遅くなる。又、上記アキシアル荷重Ｆｙに関しては、図６に示す様に、このアキシアル荷重Ｆｙを支承する列の公転速度が速くなり、このアキシアル荷重Ｆｙを支承しない列の公転速度が遅くなる。従って、この公転速度ｎ_c に基づいて、上記ラジアル荷重Ｆｚ及びアキシアル荷重Ｆｙを求められる事になる。 The (1) As apparent from the equation, the respective balls 8a, the revolution speed n _c and 8b, each of these balls 8a, the contact angle α (α _a, α _b) of 8b varies in response to changes in, above As described above, the contact angles α _a and α _b change according to the radial load Fz and the axial load Fy. Thus the revolution speed n _c is changed according to these radial load Fz and the axial load Fy. In this example, the hub 11 is rotated, since the outer ring 1 is not rotated, specifically, with respect to the radial load Fz, as shown in FIG. 5, the revolution speed n _c is slow enough to increase . Further, with respect to the axial load Fy, as shown in FIG. 6, the revolution speed of the row supporting the axial load Fy is increased, and the revolution speed of the row not supporting the axial load Fy is decreased. Therefore, on the basis of the revolution speed n _c, it will be asked to the radial load Fz and the axial load Fy.

但し、上記公転速度ｎ_c の変化に結び付く上記接触角αは、上記ラジアル荷重Ｆｚと上記アキシアル荷重Ｆｙとが互いに関連しつつ変化するだけでなく、上記予圧Ｆ₀ 、Ｆ₀ によっても変化する。又、上記公転速度ｎ_c は、上記ハブ１１の回転速度ｎ_i に比例して変化する。尚、上記図５中、実線イは、ラジアル荷重Ｆｚを支承する割合の大きい側の玉８ｂ、８ｂに関する、破線ロは同じくラジアル荷重Ｆｚを支承する割合の小さい側の玉８ａ、８ａに関する、それぞれの公転速度（とハブ１１の回転速度との比）とラジアル荷重Ｆｚとの関係を示している。又、上記図６中、破線ハは、上記アキシアル荷重Ｆｙとこのアキシアル荷重Ｆｙを支承する列の玉８ａ、８ａの公転速度との関係を、実線ニは、このアキシアル荷重Ｆｙとこのアキシアル荷重Ｆｙを支承しない列の玉８ｂ、８ｂの公転速度との関係を、それぞれ示している。この様な図５、６から、上記各列の玉８ａ、８ｂの公転速度ｎ_c に基づいて、上記ラジアル荷重Ｆｚ及びアキシアル荷重Ｆｙを求められる事が分かる。 However, the contact angle α which leads to a change in the revolution speed n _c, as well as the radial load Fz and the axial load Fy changes while associated with each other, also vary according to the preload F _0, F _0. Also, the revolution speed n _c is changed in proportion to the rotational speed n _i of the hub 11. In FIG. 5, the solid line A relates to the balls 8b and 8b on the side where the radial load Fz is supported, and the broken line B relates to the balls 8a and 8a on the side where the ratio of supporting the radial load Fz is small. The relationship between the revolution speed (the ratio of the rotational speed of the hub 11) and the radial load Fz is shown. In FIG. 6, the broken line C indicates the relationship between the axial load Fy and the revolution speed of the balls 8a, 8a of the row supporting the axial load Fy, and the solid line D indicates the axial load Fy and the axial load Fy. The relationship with the revolution speed of the balls 8b and 8b in the row that does not support is shown. From such FIGS. 5 and 6, each row of balls 8a, based on the revolution speed n _c of 8b, it is seen to be asked to the radial load Fz and the axial load Fy.

但し、上記公転速度ｎ_c の変化に結び付く上記接触角αは、上述した様に、上記ラジアル荷重Ｆｚと上記アキシアル荷重Ｆｙとが互いに関連しつつ変化するだけでなく、上記予圧Ｆ₀ 、Ｆ₀ によっても変化する。又、上記公転速度ｎ_c は、上記ハブ１１の回転速度ｎ_i に比例して変化する。この為、これらラジアル荷重Ｆｚ、アキシアル荷重Ｆｙ、予圧Ｆ₀ 、Ｆ₀ 、ハブ１１の回転速度ｎ_i を総て関連させて考えなければ、上記公転速度ｎ_c から上記ラジアル荷重Ｆｚや上記アキシアル荷重Ｆｙを求める事はできない。このうちの予圧Ｆ₀ 、Ｆ₀ は、運転状態に応じて変化するものではないので、初期設定等によりその影響を排除する事は容易である。これに対して上記ラジアル荷重Ｆｚ、アキシアル荷重Ｆｙ、ハブ１１の回転速度ｎ_i は、運転状態に応じて絶えず変化するので、初期設定等によりその影響を排除する事はできない。 However, the contact angle α which leads to a change in the revolution speed n _c, as described above, not only the above radial load Fz and the axial load Fy changes while associated with each other, the preload F _0, F ₀ It also changes depending on. Also, the revolution speed n _c is changed in proportion to the rotational speed n _i of the hub 11. For this reason, unless the radial load Fz, the axial load Fy, the preloads F ₀ and F ₀ , and the rotational speed n _i of the hub 11 are all considered, the radial load Fz and the axial load are _calculated from the revolution speed n _c. You can't ask for Fy. Of these, the preloads F ₀ and F ₀ do not change according to the operating state, so it is easy to eliminate the influence by initial setting or the like. The radial load Fz with respect to this, the axial load Fy, the rotational speed n _i of the hub 11, so constantly changing in accordance with the operating state, it is impossible to eliminate the influence by such initialization.

この様な事情に鑑みて第一の先発明では、前述した様に、ラジアル荷重Ｆｚを求める場合には、前記各公転速度検出用センサ６ａ、６ｂが検出する各列の玉８ａ、８ｂの公転速度の和を求める事により、上記アキシアル荷重Ｆｙの影響を少なくしている。又、アキシアル荷重Ｆｙを求める場合には、上記各列の玉８ａ、８ｂの公転速度の差を求める事で、上記ラジアル荷重Ｆｚの影響を少なくしている。更に、何れの場合でも、上記和又は差と、前記回転速度検出用センサ７が検出する上記ハブ１１の回転速度ｎ_i との比に基づいて上記ラジアル荷重Ｆｚ又は上記アキシアル荷重Ｆｙを算出する事により、上記ハブ１１の回転速度ｎ_i の影響を排除している。但し、上記アキシアル荷重Ｆｙを、上記各列の玉８ａ、８ｂの公転速度の比に基づいて算出する場合には、上記ハブ１１の回転速度ｎ_i は、必ずしも必要ではない。 In view of such circumstances, in the first prior invention, as described above, when the radial load Fz is obtained, the revolutions of the balls 8a and 8b of the respective rows detected by the respective revolution speed detection sensors 6a and 6b are detected. By determining the sum of speeds, the influence of the axial load Fy is reduced. Further, when the axial load Fy is obtained, the influence of the radial load Fz is reduced by obtaining the difference between the revolution speeds of the balls 8a and 8b in each row. Furthermore, in any case, possible to calculate the radial load Fz or the axial load Fy on the basis of the ratio between the rotational speed n _i of the hub 11 and the sum or difference, the rotational speed detecting sensor 7 detects way, by eliminating the influence of the rotational speed n _i of the hub 11. However, the axial load Fy, when calculating on the basis of the ratio of the revolution speed of the respective rows of balls 8a, 8b is, the rotational speed n _i of the hub 11 is not necessarily required.

尚、上記各公転速度検出用センサ６ａ、６ｂの信号に基づいて上記ラジアル荷重Ｆｚとアキシアル荷重Ｆｙとのうちの一方又は双方の荷重を算出する方法は、他にも各種存在するが、この様な方法に就いては、前述の特願２００４−７６５５号に詳しく説明されているし、本発明の要旨とも関係しないので、詳しい説明は省略する。 There are various other methods for calculating one or both of the radial load Fz and the axial load Fy based on the signals of the revolution speed detection sensors 6a and 6b. This method is described in detail in the above-mentioned Japanese Patent Application No. 2004-7655, and is not related to the gist of the present invention, so detailed description is omitted.

又、図３に示した構造は、上記各公転速度検出用センサ６ａ、６ｂと上記回転速度検出用センサ７とを、単一のセンサユニット４の先端部５に保持した構造であるが、これら各センサ６ａ、６ｂ、７は、別々に設置しても良い。又、例えば、図７に示す様に、１対の公転速度検出用センサ６ａ、６ｂを、センサユニット４ａの先端部５ａに保持し、回転速度検出用センサ７ａを、外輪１の内端部に嵌合固定したカバー１４に保持しても良い。この場合、回転速度検出用エンコーダ１２ａは、ハブ１１の内端部に嵌合固定する。 The structure shown in FIG. 3 is a structure in which the respective revolution speed detection sensors 6a and 6b and the rotational speed detection sensor 7 are held at the tip 5 of a single sensor unit 4. Each sensor 6a, 6b, 7 may be installed separately. Further, for example, as shown in FIG. 7, a pair of revolution speed detection sensors 6a and 6b are held at the tip 5a of the sensor unit 4a, and the rotational speed detection sensor 7a is attached to the inner end of the outer ring 1. You may hold | maintain to the cover 14 fixed by fitting. In this case, the rotational speed detecting encoder 12 a is fitted and fixed to the inner end portion of the hub 11.

更に、図示は省略するが、特願２００４−２７９１５５号には、円周方向に関してエンコーダの特性が変化するピッチを、このエンコーダの被検出面の幅方向に関して変化させる事で、外輪相当部材と内輪相当部材との相対的変位量を測定する発明（第二の先発明）が記載されている。この第二の先発明の場合には、この相対的変位量に基づいて、上記外輪相当部材と上記内輪相当部材との間に作用する荷重を求める。 Furthermore, although not shown in the figure, Japanese Patent Application No. 2004-279155 discloses that an outer ring equivalent member and an inner ring are changed by changing the pitch at which the encoder characteristics change in the circumferential direction in the width direction of the detected surface of the encoder. An invention (second prior invention) for measuring a relative displacement amount with an equivalent member is described. In the case of the second prior invention, a load acting between the outer ring equivalent member and the inner ring equivalent member is obtained based on the relative displacement amount.

何れにしても、上述の様な転がり軸受ユニットにより測定した荷重（ラジアル荷重とアキシアル荷重との一方又は双方）は、路面（地面）と車輪（タイヤ）との接触面で生じている荷重と等価である。従って、上記測定した荷重に基づいて車両の走行状態を安定化させる為の制御を行なえば、車両の姿勢が不安定になる事を予防できてフィードフォワード制御が可能になる等、車両の走行安定性確保の為の高度な制御が可能になる。 In any case, the load (one or both of radial load and axial load) measured by the rolling bearing unit as described above is equivalent to the load generated on the contact surface between the road surface (ground) and the wheel (tire). It is. Therefore, if the control for stabilizing the running state of the vehicle is performed based on the measured load, it is possible to prevent the posture of the vehicle from becoming unstable and to enable feedforward control. High-level control for ensuring safety is possible.

前述した様な第一の先発明、或いは上述した様な第二の先発明に係る転がり軸受ユニットの荷重測定装置により、上記外輪１と上記ハブ１１との間に加わる荷重を求める為には、ハブ１１の回転速度ｎ_i 及び上記各列の玉８ａ、８ｂの公転速度ｎ_ca、ｎ_cbと上記ラジアル荷重Ｆｚ又は上記アキシアル荷重Ｆｙとの関係（ゲイン特性並びに零点）を正確に把握しておく必要がある。この点に関し、基本的には、転がり軸受ユニットを工場から出荷するのに先立ち、無負荷状態（荷重零の状態）で回転させて、公転速度の零点、即ち、上記ラジアル荷重Ｆｚ及びアキシアル荷重Ｆｙが零である場合に於ける上記各列の玉８ａ、８ｂの公転速度ｎ_ca、ｎ_cbを把握しておく。 In order to obtain the load applied between the outer ring 1 and the hub 11 by the load measuring device of the rolling bearing unit according to the first prior invention as described above or the second prior invention as described above, The relationship between the rotational speed n _i of the hub 11 and the revolution speeds n _ca and n _cb of the balls 8a and 8b in each row and the radial load Fz or the axial load Fy (gain characteristics and zero point) is accurately grasped. There is a need. In this regard, basically, before the rolling bearing unit is shipped from the factory, the rolling bearing unit is rotated in a no-load state (zero load state), and the zero point of the revolution speed, that is, the radial load Fz and the axial load Fy. The revolution speeds n _ca and n _cb of the balls 8a and 8b in each row in the case where is zero are grasped.

又、上記各列の玉８ａ、８ｂの公転速度ｎ_ca、ｎ_cbの変化量と上記ラジアル荷重Ｆｚ及びアキシアル荷重Ｆｙとの関係である荷重ゲインに関しても、工場から出荷するのに先立って求めておく。この場合、例えば、上記転がり軸受ユニットに既知の荷重を負荷させた状態で上記ハブ１１を回転させて上記公転速度ｎ_ca、ｎ_cbを計測し、これら荷重と公転速度ｎ_ca、ｎ_cbとの関係（荷重ゲイン）を予め把握しておく。或は、荷重を負荷しない状態での公転速度ｎ_ca、ｎ_cbから接触角α_a 、α_b の初期値を算出し、この初期値から、転がり軸受ユニットの分野で広く知られているヘルツの理論等を利用して、上記公転速度ｎ_ca、ｎ_cbの変化量と転がり軸受ユニットに加わる荷重Ｆｚ、Ｆｙとの関係（荷重ゲイン：荷重に基づく公転速度の変化特性：ゲイン特性）を、予め設計的に規定しておく。更には、上述の様な方法により求めた、荷重ゲイン（ゲイン特性）と零点とが予め設定しておいた範囲に納まっている転がり軸受ユニットだけを選別して出荷する。 The load gain, which is the relationship between the amount of change in the revolution speeds n _ca and n _cb of the balls 8a and 8b in each row and the radial load Fz and the axial load Fy, is also determined prior to shipping from the factory. deep. In this case, for example, in a state of being loaded with a known load to the rolling bearing unit by rotating the hub 11 the revolution speed n _ca, measured n _cb, these load and revolution speed n _ca, and n _cb The relationship (load gain) is grasped in advance. Alternatively, the initial values of the contact angles α _a , α _b are calculated from the revolution speeds n _ca , n _cb in a state where no load is applied, and from this initial value, Hertz widely known in the field of rolling bearing units Using theory or the like, the relationship between the amount of change in the revolution speeds n _ca and n _{cb and} the loads Fz and Fy applied to the rolling bearing unit (load gain: characteristic of change in revolution speed based on load: gain characteristic) is determined in advance. It is specified by design. Furthermore, only the rolling bearing units in which the load gain (gain characteristic) and the zero point obtained by the method as described above are within a preset range are selected and shipped.

何れの方法を採用した場合でも、転がり軸受ユニットが設計通り組み付けられ、且つ、荷重が加わらない状態での接触角α_a 、α_b が工場で出荷に先立って計測されたままであれば、上記公転速度ｎ_ca、ｎ_cbに基づいて上記荷重Ｆｚ、Ｆｙを、自動車の安定性確保の為の制御に必要な精度で求められる。但し、自動車の転がり軸受ユニットの場合、上記荷重が加わらない状態での接触角α_a 、α_b は、温度変化に基づく予圧変化に伴って変化する可能性がある。そして、この予圧変化に伴って上記各接触角α_a 、α_b が変化し、その時点でのゲイン特性並びに零点が、初期に把握していたゲイン特性並びに零点と異なると、上記転がり軸受ユニットに加わる荷重を正確には求められなくなる。 Regardless of which method is used, if the rolling bearing unit is assembled as designed and the contact angles α _a and α _b with no load applied are still measured prior to shipment at the factory, the above revolution Based on the speeds n _ca and n _cb , the loads Fz and Fy are obtained with an accuracy required for control for ensuring the stability of the automobile. However, in the case of a rolling bearing unit of an automobile, the contact angles α _a and α _{b in} _a state where the load is not applied may change with a change in preload based on a temperature change. When the preload changes, the contact angles α _a and α _b change, and if the gain characteristics and zero point at that time are different from the gain characteristics and zero point that were initially grasped, the rolling bearing unit The applied load cannot be determined accurately.

この様な原因でのゲイン特性並びに零点の変化に拘らず、上記転がり軸受ユニットに加わる荷重を正確に求める為の方法として、特願２００３−３３６７０１号に開示された発明（第三の先発明）或いは特願２００４−１３７９９５号に開示された発明（第四の先発明）がある。
このうちの第三の先発明の場合には、車両の安定走行時に、車体に加わる横加速度、走行速度、ヨーレート、或は前輪に付与された舵角等から荷重を推定して、この推定値と前記各公転速度検出用センサの検出信号から算出した荷重とを比較し、算出の為のゲイン特性や零点の自己学習及び補正を行なう。 The invention disclosed in Japanese Patent Application No. 2003-336701 (third prior invention) as a method for accurately obtaining the load applied to the rolling bearing unit regardless of the gain characteristics and the change of the zero point due to such a cause. Alternatively, there is an invention (fourth prior invention) disclosed in Japanese Patent Application No. 2004-137995.
In the case of the third prior invention, the estimated value is obtained by estimating the load from the lateral acceleration applied to the vehicle body, the traveling speed, the yaw rate, or the rudder angle applied to the front wheels, etc., during stable traveling of the vehicle. Is compared with the load calculated from the detection signal of each revolution speed detection sensor, and gain characteristics for calculation and self-learning and correction of the zero point are performed.

又、第四の先発明の場合には、演算器が、各玉に加わる予圧を推定する。この予圧の推定は、例えば、外輪相当部材と内輪相当部材との間にアキシアル荷重が作用していない状態での、各玉の公転速度と、これら外輪相当部材と内輪相当部材の一方である回転側軌道輪部材の回転速度との関係に基づいて行なう。或いは、車両が直進走行中に測定した、各玉の公転速度と上記回転側軌道輪部材の回転速度との関係に基づいて、上記予圧の推定を行なう。何れにしても、予圧の推定値に基づいて、上記外輪相当部材と内輪相当部材との間に加わる荷重を算出する際の零点及びゲイン特性を補正する。 In the case of the fourth prior invention, the computing unit estimates the preload applied to each ball. This preload is estimated by, for example, the revolution speed of each ball in a state where an axial load is not acting between the outer ring equivalent member and the inner ring equivalent member, and rotation that is one of these outer ring equivalent member and inner ring equivalent member. This is based on the relationship with the rotational speed of the side race ring member. Alternatively, the preload is estimated on the basis of the relationship between the revolution speed of each ball and the rotational speed of the rotating raceway member measured while the vehicle is traveling straight ahead. In any case, the zero point and the gain characteristic when calculating the load applied between the outer ring equivalent member and the inner ring equivalent member are corrected based on the estimated value of the preload.

上述した様な第三、第四の先発明によって、温度変化に伴う予圧変化が、ハブ１１の回転速度ｎ_i 及び上記各列の玉８ａ、８ｂの公転速度ｎ_ca、ｎ_cbと上記ラジアル荷重Ｆｚ又は上記アキシアル荷重Ｆｙとの関係（ゲイン特性並びに零点）に及ぼす影響を排除して、これら各荷重Ｆｚ、Ｆｙを正確に求める事ができる。
但し、上記第三、第四の先発明の場合、演算器の処理回路が複雑になる事が避けられず、自動車の走行安定性確保の為の制御装置の低廉化を図る面からは改良が望まれる。又、何れの発明の場合も、零点及びゲイン特性を補正する為の処理は、車両が直進走行していて横加速度やアキシアル荷重が作用していない状態で行なう。従って、旋回走行中に制動を行なう等により、直進走行状態を経る事なく、外輪相当部材と内輪相当部材との間に温度差が生じ、この結果予圧が変化した様な場合には、上記零点及びゲイン特性を補正する為の処理を行なえない。この事を考えた場合には、これら零点及びゲイン特性を補正する為の処理回路を備えた場合でも、温度変化に伴う予圧変化を抑えられる転がり軸受ユニットを実現する事が好ましい。 Third, such as described above, the fourth prior invention, preload change due to temperature change, the rotational speed n _i and each row of balls 8a of the hub 11, 8b revolution speed n _ca of, n _cb and the radial load By eliminating the influence on the relationship (gain characteristic and zero point) with Fz or the axial load Fy, these loads Fz and Fy can be obtained accurately.
However, in the case of the third and fourth prior inventions, it is unavoidable that the processing circuit of the arithmetic unit is complicated, and it is improved from the viewpoint of reducing the cost of the control device for ensuring the running stability of the automobile. desired. In any of the inventions, the process for correcting the zero point and the gain characteristic is performed in a state where the vehicle is traveling straight and no lateral acceleration or axial load is applied. Therefore, if the temperature difference between the outer ring equivalent member and the inner ring equivalent member is produced without passing through the straight running state due to braking or the like during turning, the above zero point is changed. In addition, processing for correcting the gain characteristic cannot be performed. In consideration of this, it is preferable to realize a rolling bearing unit capable of suppressing a change in preload accompanying a temperature change even when a processing circuit for correcting these zero points and gain characteristics is provided.

特開２００１−２１５７７号公報JP 2001-21577 A 特開平３−２０９０１６号公報Japanese Patent Laid-Open No. 3-209016 特公昭６２−３３６５号公報Japanese Patent Publication No.62-3365 青山元男著、「レッドバッジスーパー図解シリーズ／クルマの最新メカがわかる本」、ｐ．１３８−１３９、ｐ．１４６−１４９、株式会社三推社／株式会社講談社、平成１３年１２月２０日Motoo Aoyama, “Red Badge Super Illustrated Series / A book that shows the latest mechanics of cars”, p. 138-139, p. 146-149, Sangensha Co., Ltd./Kodansha Co., Ltd., December 20, 2001

本発明は、上述の様な事情に鑑み、温度変化に伴う予圧変化を抑えて、転動体（玉或は円すいころ）の公転速度、延ては外輪相当部材と内輪相当部材との間に作用する荷重の大きさを正確に求められる転がり軸受ユニットを実現すべく発明したものである。 In view of the circumstances as described above, the present invention suppresses a change in preload due to a temperature change and acts between the revolution speed of the rolling elements (balls or tapered rollers), and thus between the outer ring equivalent member and the inner ring equivalent member. The invention was invented to realize a rolling bearing unit in which the magnitude of the load to be obtained is accurately determined.

本発明の転がり軸受ユニットは、外輪相当部材と、内輪相当部材と、複数個の転動体とを備える。
このうちの外輪相当部材は、内周面に互いに同径である複列の外輪軌道を有する。
又、上記内輪相当部材は、上記外輪相当部材の内径側にこの外輪相当部材と同心に配置されたもので、外周面に互いに同径である複列の内輪軌道を有する。
又、上記各転動体は、これら両内輪軌道と上記両外輪軌道との間に、両列同士の間で互いに逆方向で同じ大きさの接触角を付与されると共に予圧を付与された状態で、これら両列毎に複数個ずつ設けられている。
特に、本発明の転がり軸受ユニットに於いては、各部の性状、寸法或いは角度を、次の様に規制している。
先ず、上記外輪相当部材を構成する材料の線膨張率と上記内輪相当部材を構成する材料の線膨張率とは同じとする。この為に一般的には、上記外輪相当部材を構成する材質と、上記内輪相当部材を構成する材質とを同じとする。
又、上記寸法或いは角度を規制する前提として、上記各転動体の転動面と上記両内輪軌道との転がり接触部に存在する接触面の中心点に関して、これら両内輪軌道に関する接触面の中心点の上記内輪相当部材の軸方向に関する距離をＬ_a とし、各内輪軌道に関する複数の接触面の中心同士を結ぶ仮想円弧の直径をＬ_r とし、上記各転動体の直径（玉の場合には外径、円すいころの場合には軸方向中央部の外径）をｄとする。
又、上記外輪相当部材と上記内輪相当部材との間に荷重が加わらない状態での上記両列の転動体の接触角をαとする。
更に、使用に伴う上記外輪相当部材及び上記内輪相当部材の温度上昇量をそれぞれ△Ｔ₁ 、△Ｔ₂ とする。
この場合に、０．９５｛（△Ｔ₁ −△Ｔ₂ ）／△Ｔ₁ ｝＜２ｄ／（Ｌ_a × sinα−Ｌ_r × cosα）＜１．０５｛（△Ｔ₁ −△Ｔ₂ ）／△Ｔ₁ ｝を満たす様に、上記各部の寸法或いは角度（接触角）を規制する。 The rolling bearing unit of the present invention includes an outer ring equivalent member, an inner ring equivalent member, and a plurality of rolling elements.
Of these, the outer ring equivalent member has double-row outer ring raceways having the same diameter on the inner peripheral surface.
The inner ring equivalent member is disposed concentrically with the outer ring equivalent member on the inner diameter side of the outer ring equivalent member, and has double row inner ring raceways having the same diameter on the outer peripheral surface.
Each of the rolling elements is provided with a contact angle of the same magnitude in the opposite direction between the two inner ring raceways and the outer ring raceways and with a preload applied. A plurality of these are provided for each of these columns.
In particular, in the rolling bearing unit of the present invention, the properties, dimensions, or angles of each part are regulated as follows.
First, the linear expansion coefficient of the material constituting the outer ring equivalent member is assumed to be the same as the linear expansion coefficient of the material constituting the inner ring equivalent member. For this reason, generally, the material constituting the outer ring equivalent member and the material constituting the inner ring equivalent member are the same.
In addition, as a premise for regulating the dimensions or angles, the center point of the contact surface related to both inner ring raceways with respect to the center point of the contact surface existing at the rolling contact portion between the rolling surface of each rolling element and the both inner ring raceways. The distance in the axial direction of the inner ring equivalent member is L _a , the diameter of the virtual arc connecting the centers of the plurality of contact surfaces with respect to each inner ring track is L _r, and the diameter of each rolling element (outer in the case of balls) In the case of a diameter or a tapered roller, d is the outer diameter of the central portion in the axial direction).
Further, the contact angle of the rolling elements in both rows in a state where no load is applied between the outer ring equivalent member and the inner ring equivalent member is defined as α.
Furthermore, the temperature rise amounts of the outer ring equivalent member and the inner ring equivalent member accompanying use are respectively represented by ΔT ₁ and ΔT ₂ .
In this case, 0.95 {(ΔT ₁ −ΔT ₂ ) / ΔT ₁ } <2d / (L _a × sin α−L _r × cos α) <1.05 {(ΔT ₁ −ΔT ₂ ) / ΔT ₁ } is regulated so that the size or angle (contact angle) of each of the above portions is regulated.

上述の様に構成する本発明の転がり軸受ユニットは、温度変化に伴う予圧変化を抑えて、転動体の公転速度、延ては外輪相当部材と内輪相当部材との間に作用する荷重の大きさを正確に求められる。この点に就いて、転動体として玉を使用した構造を示す、図１〜２を参照しつつ説明する。これら図１〜２中の図１は、前述の図３に示した、第一の先発明の転がり軸受ユニットと実質的に同じものである。又、図２は、図１の右上の玉８ｂの転動面と外輪軌道２及び内輪軌道１３との接触状態を示す模式図である。この様な図２で、実線α₁ 、α₂ で示した外輪軌道２及び内輪軌道１３は、上記転がり軸受ユニットが常温の状態での位置を示している。又、破線β₁ 、β₂ で示した外輪軌道２及び内輪軌道１３は、上記転がり軸受ユニットの軸方向寸法が温度上昇に伴って大きくなった状態での位置を示している。更に、鎖線γ₁ 、γ₂ で示した外輪軌道２及び内輪軌道１３は、上記転がり軸受ユニットの径方向寸法が温度上昇に伴って大きくなった状態での位置を示している。 The rolling bearing unit of the present invention configured as described above suppresses a change in preload due to a temperature change, and the revolution speed of the rolling element, that is, the magnitude of the load acting between the outer ring equivalent member and the inner ring equivalent member. Is required accurately. This point will be described with reference to FIGS. 1 and 2 showing a structure using balls as rolling elements. 1 in these FIGS. 1 and 2 is substantially the same as the rolling bearing unit of the first prior invention shown in FIG. 2 is a schematic diagram showing a contact state between the rolling surface of the ball 8b on the upper right of FIG. 1 and the outer ring raceway 2 and the inner ring raceway 13. As shown in FIG. In FIG. 2, the outer ring raceway 2 and the inner ring raceway 13 indicated by solid lines α ₁ and α ₂ indicate the positions of the rolling bearing units in a normal temperature state. Moreover, the outer ring raceway 2 and the inner ring raceway 13 indicated by broken lines β ₁ and β ₂ indicate positions in a state where the axial dimension of the rolling bearing unit becomes larger as the temperature rises. Further, the outer ring raceway 2 and the inner ring raceway 13 indicated by chain lines γ ₁ and γ ₂ indicate positions in a state where the radial dimension of the rolling bearing unit becomes larger as the temperature rises.

実際の場合に上記転がり軸受ユニットの温度上昇に伴って上記外輪軌道２及び内輪軌道１３の位置は、上記破線β₁ 、β₂ と上記鎖線γ₁ 、γ₂ とを合成した状態で（軸方向と径方向とに関して同時に）変化する。但し、図２には、説明の為に、軸方向の変位と径方向の変位とを、互いに独立して記載している。尚、各玉８ａ、８ｂに関しても、温度上昇に基づいて直径が変化するが、これら各玉８ａ、８ｂの温度上昇量自体、上記外輪１及びハブ１１に比べて低いだけでなく、これら各玉８ａ、８ｂの直径が小さく、熱膨張量の絶対値が小さい為、予圧変化に及ぼす影響は無視できる程に小さい。従って、以下の説明は、上記各玉８ａ、８ｂの直径は一定として行なう。 As the temperature of the rolling bearing unit rises in actual cases, the positions of the outer ring raceway 2 and the inner ring raceway 13 are in a state where the broken lines β ₁ and β ₂ and the chain lines γ ₁ and γ ₂ are combined (in the axial direction). And the radial direction at the same time). However, in FIG. 2, the displacement in the axial direction and the displacement in the radial direction are described independently of each other for the sake of explanation. The diameters of the balls 8a and 8b also change based on the temperature rise. However, the temperature rises of the balls 8a and 8b are not only lower than those of the outer ring 1 and the hub 11 but also the balls 8a and 8b. Since the diameters of 8a and 8b are small and the absolute value of the thermal expansion amount is small, the influence on the change in the preload is negligibly small. Therefore, in the following description, the diameters of the balls 8a and 8b are assumed to be constant.

又、各玉８ａ、８ｂの転動面と両内輪軌道１３、１３との転がり接触部に存在する、接触面である接触楕円の中心点に関して、これら両内輪軌道１３、１３に関する接触楕円の中心点の上記ハブ１１の軸方向に関する距離をＬ_a とする。又、これら両内輪軌道１３、１３に関する複数の接触楕円の中心同士を結ぶ仮想円弧の直径をＬ_r とする。又、上記各玉８ａ、８ｂの転動面と両外輪軌道２、２との転がり接触部に存在する接触楕円の中心点に関して、これら両外輪軌道２、２に関する接触楕円の中心点の上記外輪１の軸方向に関する距離をＬ_A とする。又、これら両外輪軌道２、２に関する複数の接触楕円の中心同士を結ぶ仮想円弧の直径をＬ_R とする。又、上記各玉８ａ、８ｂの直径をｄとする。又、上記外輪１（外輪相当部材）と上記ハブ１１（内輪相当部材）との間に荷重が加わらない状態での上記両列の玉８ａ、８ｂの接触角をα（両列同士の間で同じ）とする。更に、使用に伴う上記外輪１及び上記ハブ１１の温度上昇量をそれぞれ△Ｔ₁ 、△Ｔ₂ とする。 Further, with respect to the center point of the contact ellipse which is the contact surface existing at the rolling contact portion between the rolling surfaces of the balls 8a and 8b and the both inner ring raceways 13 and 13, the center of the contact ellipse relating to the both inner ring raceways 13 and 13 is provided. _Let La be the distance of the point in the axial direction of the hub 11. Further, the diameter of the virtual circle connecting the centers of the plurality of contact ellipse on these two inner ring raceways 13, 13 and L _r. Further, regarding the center point of the contact ellipse existing at the rolling contact portion between the rolling surfaces of the balls 8a and 8b and the both outer ring raceways 2 and 2, the outer ring at the center point of the contact ellipse relating to the both outer ring raceways 2 and 2 is described. _A distance in the axial direction of 1 is L _A. Further, the diameter of the virtual circle connecting the centers of the plurality of the contact ellipse of these outer ring raceways 2,2 and L _R. The diameter of each of the balls 8a and 8b is d. Further, the contact angle of the balls 8a and 8b in both rows when no load is applied between the outer ring 1 (outer ring equivalent member) and the hub 11 (inner ring equivalent member) is expressed as α (between the rows). The same). Furthermore, the temperature rise amounts of the outer ring 1 and the hub 11 accompanying use are respectively ΔT ₁ and ΔT ₂ .

先ず、外輪１にのみ温度入力がある場合、即ち、ハブ１１の温度が上昇せず、この外輪１の温度のみが△Ｔ₁ だけ上昇する場合に就いて考える。この場合には、この外輪１の熱膨張に伴って、上記図２に示した外輪軌道２の位置は、軸方向に関してはδ_A だけ右方に変位し、径方向に関してはδ_R だけ上方（径方向外方）に変位する。そして、上記軸方向に関するδ_A 分の変位に伴って、上記玉８ｂの予圧が△Ｕ分だけ上昇する傾向になり、上記径方向に関するδ_R 分の変位に伴って、この予圧が△Ｄ分だけ減少する傾向になる。従って、上記△Ｔ₁ 分の温度上昇に伴う、上記玉８ｂの予圧の変化量は、△Ｕ＋△Ｄとなる。この事から明らかな通り、｜△Ｕ｜＝｜△Ｄ｜とすれば、上記外輪１のみが温度上昇した場合に於ける、上記玉８ｂの予圧の変化を０にできる。以上の説明は、軸方向内側（図１の右側）の列の玉８ｂに就いて行なったが、軸方向外側（図１の左側）の列の玉８ａに就いても同様である。 First, let us consider a case where only the outer ring 1 has a temperature input, that is, a case where the temperature of the hub 11 does not rise and only the temperature of the outer ring 1 rises by ΔT ₁ . In this case, with the thermal expansion of the outer ring 1, the position of the outer ring raceway 2 shown in FIG. 2 is displaced to the right by δ _{A in the} axial direction and upward by δ _R in the radial direction ( Displace radially outward). Then, with the [delta] _A fraction of the displacement about the axial direction, it tends to preload the ball 8b rises by △ U min, with the [delta] _R component of displacement about the radial direction, the preload △ D min Only tend to decrease. Therefore, the amount of change in the preload of the ball 8b accompanying the temperature rise of ΔT ₁ is ΔU + ΔD. As is apparent from this fact, if | ΔU | = | ΔD |, the change in the preload of the ball 8b can be reduced to 0 when only the outer ring 1 is heated. The above description has been given for the balls 8b in the row on the axially inner side (right side in FIG. 1), but the same applies to the balls 8a in the row on the axially outer side (left side in FIG. 1).

そこで、｜△Ｕ｜＝｜△Ｄ｜を実現できる条件に就いて考察する。先ず、上記△Ｔ₁ 分の温度上昇に伴う、上記外輪軌道２の軸方向及び径方向の変位量δ_A 、δ_R は、上記外輪１を構成する材料（炭素鋼）の線膨張係数をｋ₁ とした場合に、それぞれ次の（１）（２）式で表される。
δ_A ＝Ｌ_A ×△Ｔ₁ ×ｋ₁ −−− （１）
δ_R ＝Ｌ_R ×△Ｔ₁ ×ｋ₁ −−− （２）
次に、上記玉８ｂの予圧の変化量△Ｕ、△Ｄは、それぞれ次の（３）（４）式で表される。
△Ｕ＝δ_A × sinα −−− （３）
△Ｄ＝−δ_R × cosα −−− （４）
上記外輪１の温度上昇に拘らず、上記玉８ｂの予圧が変化しない条件（｜△Ｕ｜＝｜△Ｄ｜）として、上記（１）〜（４）式から、次の（５）〜（７）式が導かれる。
δ_A × sinα＝δ_R × cosα −−− （５）
Ｌ_A ×△Ｔ₁ ×ｋ₁ × sinα＝Ｌ_R ×△Ｔ₁ ×ｋ₁ × cosα −−− （６）
Ｌ_R ／Ｌ_A ＝ sinα／ cosα＝ tanα −−− （７）
この（７）式が、外輪１にのみ温度入力がある場合に於ける、上記玉８ｂの予圧が変化しない条件である。ハブ１１にのみ温度入力がある場合、即ち、上記外輪１の温度が上昇せず、このハブ１１の温度のみが上昇する場合に於ける、上記玉８ｂの予圧が変化しない条件に就いては、上述の外輪１の温度のみが上昇する場合と同様に考えて、次の（８）式で表される。
Ｌ_r ／Ｌ_a ＝ sinα／ cosα＝ tanα −−− （８） Therefore, a condition for realizing | ΔU | = | ΔD | will be considered. First, the axial and radial displacement amounts δ _A and δ _R of the outer ring raceway 2 accompanying the temperature increase of ΔT ₁ minutes are the linear expansion coefficients of the material (carbon steel) constituting the outer ring 1 as k. _{When it is 1} , it is represented by the following equations (1) and (2).
δ _A = L _A × ΔT ₁ × k ₁ −−− (1)
δ _R = L _R × ΔT ₁ × k ₁ −−− (2)
Next, the change amounts ΔU and ΔD of the preload of the ball 8b are expressed by the following equations (3) and (4), respectively.
ΔU = δ _A × sin α −−− (3)
ΔD = −δ _R × cos α −−− (4)
As a condition (| ΔU | = | ΔD |) where the preload of the ball 8b does not change regardless of the temperature rise of the outer ring 1, from the above formulas (1) to (4), the following (5) to ( 7) Equation is derived.
δ _A × sin α = δ _R × cos α --- (5)
L _A × ΔT ₁ × k ₁ × sin α = L _R × ΔT ₁ × k ₁ × cos α −−− (6)
L _R / L _A = sin α / cos α = tan α −−− (7)
This equation (7) is a condition in which the preload of the ball 8b does not change when there is a temperature input only to the outer ring 1. In the case where only the hub 11 has a temperature input, that is, when the temperature of the outer ring 1 does not increase and only the temperature of the hub 11 increases, the preload of the ball 8b does not change. Considering the same as the case where only the temperature of the outer ring 1 increases, it is expressed by the following equation (8).
L _r / L _a = sin α / cos α = tan α −−− (8)

次に、上記外輪１と上記ハブ１１とが何れも温度上昇するが、これら外輪１とハブ１１との間に温度差が存在する（温度上昇量が互いに異なる）場合に就いて説明する。この場合には、上記外輪１の熱膨張に伴う予圧の上昇分△Ｕ及び減少分△Ｄと、上記ハブ１１の熱膨張に伴う予圧の上昇分△ｄ及び減少分△ｕとの合計が０になる、即ち、次の（９）式が成り立てば、温度上昇に拘らず、上記玉８ｂの予圧が変化しない。
△Ｕ＋△Ｄ＋△ｕ＋△ｄ＝０ −−− （９）
前記（１）〜（４）式から明らかな通り、この（９）式は、次の（１０）式に置き換えられる。この（１０）式中の△Ｔ₂ は上記ハブ１１の温度上昇量を、ｋ₂ はこのハブ１１を構成する材料（炭素鋼）の線膨張係数を、それぞれ表している。
Ｌ_A ×△Ｔ₁ ×ｋ₁ × sinα＋（−Ｌ_R ×△Ｔ₁ ×ｋ₁ × cosα）＋（−Ｌ_a ×△Ｔ₂ ×ｋ₂ × sinα）＋Ｌ_r ×△Ｔ₂ ×ｋ₂ × cosα＝０ −−− （１０）
この（１０）式を整理すると、次の（１１）式が得られる。
（Ｌ_A × sinα−Ｌ_R × cosα）×△Ｔ₁ ×ｋ₁ ＝（Ｌ_a × sinα−Ｌ_r × cosα）×△Ｔ₂ ×ｋ₂ −−− （１１）
更に、この（１１）式を整理すると、次の（１２）式が得られる。
（Ｌ_A × sinα−Ｌ_R × cosα）×ｋ₁ ／（Ｌ_a × sinα−Ｌ_r × cosα）×ｋ₂ ＝△Ｔ₂ ／△Ｔ₁ −−− （１２） Next, a case will be described where both the outer ring 1 and the hub 11 rise in temperature, but there is a temperature difference between the outer ring 1 and the hub 11 (temperature rise amounts are different from each other). In this case, the sum of the increase ΔU and decrease ΔD of the preload associated with the thermal expansion of the outer ring 1 and the increase Δd and decrease Δu of the preload associated with the thermal expansion of the hub 11 is 0. That is, if the following equation (9) is established, the preload of the ball 8b does not change regardless of the temperature rise.
ΔU + ΔD + Δu + Δd = 0 −−− (9)
As is clear from the equations (1) to (4), the equation (9) is replaced with the following equation (10). In this equation (10), ΔT ₂ represents the temperature rise amount of the hub 11, and k ₂ represents the linear expansion coefficient of the material (carbon steel) constituting the hub 11.
L _A × ΔT ₁ × k ₁ × sin α + (− L _R × ΔT ₁ × k ₁ × cos α) + (− L _a × ΔT ₂ × k ₂ × sin α) + L _r × ΔT ₂ × k ₂ × cosα = 0 −−− (10)
When this formula (10) is arranged, the following formula (11) is obtained.
_{_{(L A × sinα-L R}} × cosα) × △ T 1 × k 1 = (L a × sinα-L r × cosα) × △ T 2 × k 2 --- (11)
Further, rearranging the equation (11), the following equation (12) is obtained.
(L _A × sin α−L _R × cos α) × k ₁ / (L _a × sin α−L _r × cos α) × k ₂ = ΔT ₂ / ΔT ₁ −−− (12)

この（１２）式中のＬ_A 及びＬ_R は、それぞれ次の（１３）（１４）式で表す事ができる。
Ｌ_A ＝Ｌ_a −２ｄ× sinα −−− （１３）
Ｌ_R ＝Ｌ_r ＋２ｄ× cosα −−− （１４）
これら（１３）（１４）式を上記（１２）式に代入すると、次の（１５）式を得られる。
｛（Ｌ_a −２ｄ× sinα）× sinα−（Ｌ_r ＋２ｄ× cosα）× cosα｝／（Ｌ_a × sinα−Ｌ_r × cosα）＝（△Ｔ₂ ／△Ｔ₁ ）×（ｋ₂ ／ｋ₁ ） −−− （１５）
この（１５）式の左辺を整理すると、次の（１６）（１７）式を得られる。
（Ｌ_a × sinα−Ｌ_r × cosα−２ｄ）／（Ｌ_a × sinα−Ｌ_r × cosα）＝（△Ｔ₂ ／△Ｔ₁ ）×（ｋ₂ ／ｋ₁ ） −−− （１６）
２ｄ／（Ｌ_a × sinα−Ｌ_r × cosα）＝１−（△Ｔ₂ ／△Ｔ₁ ）×（ｋ₂ ／ｋ₁ ） −−− （１７）
前記外輪１と前記ハブ１１とが何れも温度上昇する場合に、前記玉８ｂの予圧が変化しない条件の一般解は、次の（１８）式となる。
２ｄ／（Ｌ_a × sinα−Ｌ_r × cosα）＝（△Ｔ₁ ×ｋ₁ −△Ｔ₂ ×ｋ₂ ）／（△Ｔ₁ ×ｋ₁ ） −−− （１８）
車輪を懸架装置に対し回転自在に支持する為の、一般的な車輪支持用転がり軸受ユニットの場合には、上記外輪１と上記ハブ１１とは同じ材質により造り、従ってｋ₁ ＝ｋ₂ であるから、上記（１８）式は、次の（１９）式に置き換えられる。
２ｄ／（Ｌ_a × sinα−Ｌ_r × cosα）＝（△Ｔ₁ −△Ｔ₂ ）／△Ｔ₁ −−− （１９）
或は、次の（２０）式でも表せる。
Ｌ_a ＝｛△Ｔ₁ ／（△Ｔ₁ −△Ｔ₂ ）｝×｛２ｄ／ sinα｝＋Ｌ_r ／ tanα −−− （２０）
これら（１９）式と（２０）式とは同じ事を表す式であるが、このうちの（１９）の左辺が、請求項１に記載した、本発明を規制する不等式中の中央の式、同じく右辺がこの不等式の両端の式から係数（０．９５或は１．０５）を除いた式である。 L _A and L _R in the equation (12) can be expressed by the following equations (13) and (14), respectively.
L _A = L _a −2d × sin α −−− (13)
L _R = L _r + 2d × cos α −−− (14)
Substituting these equations (13) and (14) into the above equation (12) yields the following equation (15).
{(L _a −2d × sin α) × sin α− (L _r + 2d × cos α) × cos α} / (L _a × sin α−L _r × cos α) = (ΔT ₂ / ΔT ₁ ) × (k ₂ / k ₁ ) ---- (15)
By arranging the left side of the equation (15), the following equations (16) and (17) can be obtained.
(L _a × sin α−L _r × cos α−2d) / (L _a × sin α−L _r × cos α) = (ΔT ₂ / ΔT ₁ ) × (k ₂ / k ₁ ) −−− (16)
2d / (L _a × sin α−L _r × cos α) = 1− (ΔT ₂ / ΔT ₁ ) × (k ₂ / k ₁ ) −−− (17)
When both the outer ring 1 and the hub 11 rise in temperature, the general solution for the condition that the preload of the ball 8b does not change is expressed by the following equation (18).
2d / (L _a × sin α−L _r × cos α) = (ΔT ₁ × k ₁ −ΔT ₂ × k ₂ ) / (ΔT ₁ × k ₁ ) −−− (18)
In the case of a general wheel-supporting rolling bearing unit for rotatably supporting a wheel with respect to a suspension device, the outer ring 1 and the hub 11 are made of the same material, and therefore k ₁ = k ₂ . Therefore, the above equation (18) is replaced with the following equation (19).
2d / (L _a × sin α−L _r × cos α) = (ΔT ₁ −ΔT ₂ ) / ΔT ₁ −−− (19)
Or it can be expressed by the following equation (20).
L _a = {ΔT ₁ / (ΔT ₁ −ΔT ₂ )} × {2d / sin α} + L _r / tan α −−− (20)
These expressions (19) and (20) are expressions representing the same thing, but the left side of (19) is the central expression in the inequality regulating the present invention according to claim 1, Similarly, the right side is an expression obtained by removing the coefficient (0.95 or 1.05) from the expressions at both ends of the inequality.

上記（２０）式が成立すれば、上記外輪１と上記ハブ１１との温度上昇の相違に拘らず、上記玉８ｂ（８ａも同様）の予圧変化をほぼ完全に防止できる。但し、上記２ｄ／（Ｌ_a × sinα−Ｌ_r × cosα）の値が、上記（△Ｔ₁ −△Ｔ₂ ）／△Ｔ₁ の値に対し５％程度変化しても、前述した先発明に係る様な、上記各玉８ａ、８ｂの公転速度を検出し、上記外輪１と上記ハブ１１との間に加わる荷重を求める用途に必要とされる精度を得られる。 If the above equation (20) is established, it is possible to almost completely prevent a change in the preload of the ball 8b (the same applies to 8a) regardless of the difference in temperature rise between the outer ring 1 and the hub 11. However, even if the value of 2d / (L _a × sin α−L _r × cos α) is changed by about 5% with respect to the value of (ΔT ₁ −ΔT ₂ ) / ΔT ₁ , the above-described prior invention. As described above, it is possible to detect the revolution speed of the balls 8a and 8b and to obtain the accuracy required for the purpose of obtaining the load applied between the outer ring 1 and the hub 11.

本発明を実施する場合に好ましくは、請求項２に記載した様に、０．９８｛（△Ｔ₁ −△Ｔ₂ ）／△Ｔ₁ ｝＜２ｄ／（Ｌ_a × sinα−Ｌ_r × cosα）＜１．０２｛（△Ｔ₁ −△Ｔ₂ ）／△Ｔ₁ ｝を満たす。
この様に、２ｄ／（Ｌ_a × sinα−Ｌ_r × cosα）の値を（△Ｔ₁ −△Ｔ₂ ）／△Ｔ₁ の値に対し２％以内に収めれば、外輪１とハブ１１との間に加わる荷重の測定精度をより向上させる事ができる。 When the present invention is implemented, preferably, as described in claim 2, 0.98 {(ΔT ₁ −ΔT ₂ ) / ΔT ₁ } <2d / (L _a × sin α−L _r × cos α ) <1.02 {(ΔT ₁ −ΔT ₂ ) / ΔT ₁ }.
In this way, if the value of 2d / (L _a × sin α−L _r × cos α) falls within 2% of the value of (ΔT ₁ −ΔT ₂ ) / ΔT ₁ , the outer ring 1 and the hub 11 The measurement accuracy of the load applied between the two can be further improved.

又、本発明を実施する場合に好ましくは、請求項３に記載した様に、転がり軸受ユニットを、懸架装置に対して車輪を回転自在に支持する為の車輪支持用転がり軸受ユニットとする。そして、外輪相当部材を、制動時にパッド或はシュー等の摩擦材（ライニング）との摩擦によって発熱する、ディスクロータ或はドラム等の制動用回転体に対向する状態で使用する。
この様な車輪支持用転がり軸受ユニットの場合、制動時に上記摩擦材との摩擦に伴って温度上昇した制動用回転体からの輻射熱により、上記外輪相当部材の温度が上昇する。ハブ等の内輪相当部材の場合、上記制動用回転部材を結合固定しているが、その温度上昇は外輪相当部材に比べて限られたものとなる。
従って、上記車輪支持用転がり軸受ユニットの場合、上記外輪相当部材の温度上昇量と上記内輪相当部材の温度上昇量との間には、明らかな差が生じる。この様な車輪支持用転がり軸受ユニットに本発明を適用する事は、転動体の予圧変動を抑えて、予圧変動に伴うこの転動体の公転速度の変化を抑える面から、大きな効果を期待できる。 When the present invention is carried out, preferably, the rolling bearing unit is a wheel supporting rolling bearing unit for rotatably supporting the wheel with respect to the suspension device. Then, the outer ring equivalent member is used in a state of facing a braking rotator such as a disk rotor or a drum that generates heat due to friction with a friction material (lining) such as a pad or a shoe during braking.
In the case of such a wheel-supporting rolling bearing unit, the temperature of the outer ring equivalent member rises due to the radiant heat from the braking rotating body whose temperature has increased due to friction with the friction material during braking. In the case of an inner ring equivalent member such as a hub, the brake rotating member is coupled and fixed, but the temperature rise is limited compared to the outer ring equivalent member.
Therefore, in the case of the wheel support rolling bearing unit, there is a clear difference between the temperature increase amount of the outer ring equivalent member and the temperature increase amount of the inner ring equivalent member. Applying the present invention to such a wheel-supporting rolling bearing unit can be expected to have a great effect in terms of suppressing the change in the preload fluctuation of the rolling element and suppressing the change in the revolution speed of the rolling element accompanying the preload fluctuation.

尚、この様に本発明を車輪支持用転がり軸受ユニットに適用する場合に、請求項４に記載した様に、２ｄ／（Ｌ_a × sinα−Ｌ_r × cosα）≒０．５とする事が考えられる。この理由は、次の通りである。
ハブ１１に制動用のディスクロータを固定する車輪支持用転がり軸受ユニットの場合、外輪１の温度上昇量△Ｔ₁ がハブ１１の温度上昇量△Ｔ₂ の凡そ２倍（△Ｔ₁ ≒２△Ｔ₂ ）になる事が経験的に知られている。そこで、前述の（１９）式に△Ｔ₁ ≒２△Ｔ₂ を当て嵌めれば、上記２ｄ／（Ｌ_a × sinα−Ｌ_r × cosα）≒０．５なる式を得られ、上記車輪支持用転がり軸受ユニットに関して、温度変化に伴う予圧変動を抑える為の設計を容易に行なえる。 In this way, when the present invention is applied to a wheel bearing rolling bearing unit, as described in claim 4, 2d / (L _a × sin α−L _r × cos α) ≈0.5 may be satisfied. Conceivable. The reason is as follows.
If the wheel support rolling bearing unit for fixing a disk rotor for a brake hub 11, approximately twice the temperature rise amount △ T ₂ of the temperature rise amount △ T ₁ is the hub 11 of the outer ring ₁ (△ T 1 ≒ 2 △ It has been empirically known to be T ₂ ). Therefore, if ΔT ₁ ≈2ΔT ₂ is applied to the above equation (19), the above equation 2d / (L _a × sin α−L _r × cos α) ≈0.5 is obtained, and the wheel support is obtained. For rolling bearing units, it is easy to design to suppress preload fluctuations due to temperature changes.

又、本発明を実施する場合に好ましくは、請求項５に記載した様に、両列のうちの少なくとも一方の列の転動体の公転速度を検出可能とし、検出した各転動体の公転速度を、外輪相当部材と内輪相当部材との間に作用する荷重を算出する為に使用する。
或は、請求項６に記載した様に、外輪相当部材と内輪相当部材との相対変位量を検出可能とし、検出した相対変位量を、これら外輪相当部材と内輪相当部材との間に作用する荷重を算出する為に使用する。
この様な構成を採用すれば、自動車の走行安定性確保の為の制御等、上記荷重に基づく制御を効率良く行なえる。 In carrying out the present invention, preferably, as described in claim 5, it is possible to detect the revolution speed of the rolling elements in at least one of the two rows, and to detect the revolution speed of each detected rolling element. It is used to calculate the load acting between the outer ring equivalent member and the inner ring equivalent member.
Alternatively, as described in claim 6, the relative displacement amount between the outer ring equivalent member and the inner ring equivalent member can be detected, and the detected relative displacement amount acts between the outer ring equivalent member and the inner ring equivalent member. Used to calculate the load.
By adopting such a configuration, it is possible to efficiently perform control based on the load, such as control for ensuring running stability of the automobile.

本発明を実施する場合の設計値の１例に就いて説明する。尚、本実施例の特徴は、前述の図３、７に示した第一の先発明の構造の様に、複列に配置された各玉８ａ、８ｂの公転速度、延いては転がり軸受ユニットに加わる荷重を求められる、転がり軸受ユニットの荷重測定装置に関して、外輪１とハブ１１との温度差の影響を排除する点にある。その他の部分の構成及び作用は、前述の図３〜７で説明した第一の先発明の場合と同様であるから、同等部分に関する説明は省略し、以下、本実施例の特徴である、上記温度差の影響を排除する点に就いて説明する。 An example of design values when the present invention is implemented will be described. The feature of this embodiment is that, as in the structure of the first prior invention shown in FIGS. 3 and 7, the revolution speed of the balls 8a and 8b arranged in a double row, and hence the rolling bearing unit. With regard to the load measuring device for the rolling bearing unit, which is required for the load applied to the bearing, the influence of the temperature difference between the outer ring 1 and the hub 11 is eliminated. Since the configuration and operation of the other parts are the same as in the case of the first prior invention described with reference to FIGS. The point which eliminates the influence of a temperature difference is demonstrated.

本実施例の場合、上記外輪１及び上記ハブ１１を、線膨張係数ｋ₁ 、ｋ₂ が１．１５Ｅ−０５（ｋ₁ ＝ｋ₂ ＝１．１５Ｅ−０５）である炭素鋼により造る。又、上記外輪１と上記ハブ１１との間にラジアル荷重、アキシアル荷重、何れの荷重も加わらない状態での上記各玉８ａ、８ｂの接触角αを４０度とする。又、これら各玉８ａ、８ｂの直径ｄを１０mmとし、同じくピッチ円直径ＰＣＤを１００mmとする。 In this embodiment, the outer ring 1 and the hub 11 are made of carbon steel having linear expansion coefficients k ₁ and k ₂ of 1.15E-05 (k ₁ = k ₂ = 1.15E-05). Further, the contact angle α of each of the balls 8a and 8b in a state where no radial load, axial load, or any load is applied between the outer ring 1 and the hub 11 is set to 40 degrees. Further, the diameter d of each of the balls 8a and 8b is 10 mm, and the pitch circle diameter PCD is 100 mm.

この条件では、前述した、両内輪軌道１３、１３に関する接触楕円の中心点の上記ハブ１１の軸方向に関する距離Ｌ_a 、これら各内輪軌道１３、１３に関する複数の接触楕円の
中心同士を結ぶ仮想円弧の直径Ｌ_r 、両外輪軌道２、２に関する接触楕円の中心点の上記外輪１の軸方向に関する距離Ｌ_A 、これら両外輪軌道２、２に関する複数の接触楕円の中心同士を結ぶ仮想円弧の直径Ｌ_R を次の値とすれば、上記温度差の影響を排除できる。
Ｌ_a ＝１７２．２７４９５mm
Ｌ_r ＝９２．３３９５５５６mm
Ｌ_A ＝１５９．４１９１９８mm
Ｌ_R ＝１０７．６６０４４４mm
この場合に、上記外輪１及び上記ハブ１１の軸方向に関する、両列の転動体８ａ、８ｂの中心同士の距離（列間スパン）は、１６５．８４７０７４mmとなる。 Under this condition, the above-described distance L _{a in} the axial direction of the hub 11 of the contact ellipse relating to the inner ring raceways 13, 13 and the virtual arc connecting the centers of the plurality of contact ellipses relating to the inner ring raceways 13, 13. Diameter L _r , distance L _{A in} the axial direction of the outer ring 1 of the center point of the contact ellipse with respect to both outer ring raceways 2, 2, and diameter of a virtual arc connecting the centers of the plurality of contact ellipses with respect to both outer ring raceways 2, 2 If _{LR is set} to the following value, the influence of the temperature difference can be eliminated.
L _a = 172.27495 mm
L _r = 92.3395556 mm
L _A = 159.419198 mm
L _R = 107.660444mm
In this case, the distance (center span) between the centers of the rolling elements 8a and 8b in both rows in the axial direction of the outer ring 1 and the hub 11 is 165.847074 mm.

尚、上述の説明は、転動体が玉である場合を中心に説明したが、本発明は、転動体が円すいころである場合にも適用可能である。転動体として円すいころを使用した車輪支持用転がり軸受ユニットは、レジャー用四輪駆動車等、重量が嵩む自動車用として、広く使用されている。但し、転動体が円すいころである場合には、これら各円すいころの転動面と各外輪軌道及び各内輪軌道との転がり接触部に存在する接触面が（楕円ではなく）直線状となる。従って、上述した各接触面の中心点に関する距離Ｌ_a 、Ｌ_r 、Ｌ_A 、Ｌ_R は、直線状の接触面の中心位置（≒円すいころの軸方向中心位置）に関して規制する。又、各円すいころの直径ｄに就いても同様に、直線状の接触面の中心位置（≒円すいころの軸方向中心位置）に関して規制する。更に、接触角αは、円すいころの転動面と外輪軌道及び内輪軌道との接触面の中心同士を結ぶ仮想直線と、外輪相当部材及び内輪相当部材の中心軸に直交する仮想平面とのなす角度とする。この様に上記各距離Ｌ_a 、Ｌ_r 、Ｌ_A 、Ｌ_R 、直径ｄ、接触角αを規定し、前述の（１９）式、或は（２０）式を満たす様に車輪支持用転がり軸受ユニットを設計すれば、温度変化に伴う予圧変化を抑えて、転動体の公転速度、延ては外輪相当部材と内輪相当部材との間に作用する荷重の大きさを正確に求められる。 In addition, although the above description demonstrated centering on the case where a rolling element is a ball | bowl, this invention is applicable also when a rolling element is a tapered roller. 2. Description of the Related Art Wheel-supporting rolling bearing units that use tapered rollers as rolling elements are widely used for heavy automobiles such as leisure four-wheel drive vehicles. However, when the rolling element is a tapered roller, the contact surface existing at the rolling contact portion between the rolling surface of each tapered roller and each outer ring raceway and each inner ring raceway is linear (not elliptical). Therefore, the distances L _a , L _r , L _A , and L _R related to the center point of each contact surface described above are restricted with respect to the center position of the linear contact surface (≈the axial center position of the tapered roller). Similarly, the diameter d of each tapered roller is also regulated with respect to the center position of the linear contact surface (≈the axial center position of the tapered roller). Further, the contact angle α is formed by a virtual straight line connecting the centers of the contact surfaces of the tapered roller rolling surface and the outer ring raceway and the inner ring raceway with a virtual plane orthogonal to the central axis of the outer ring equivalent member and the inner ring equivalent member. An angle. Thus the above distances _{_{_{L a, L r, L A}}} , L R, diameter d, and defining the contact angle alpha, the aforementioned (19), or (20) the wheel support rolling bearing so as to satisfy the equation By designing the unit, it is possible to accurately determine the revolution speed of the rolling element, and hence the magnitude of the load acting between the outer ring equivalent member and the inner ring equivalent member, while suppressing the change in the preload accompanying the temperature change.

本発明を説明する為の転がり軸受ユニットの断面図。Sectional drawing of the rolling bearing unit for demonstrating this invention. 図１の右上の玉の転動面と外輪軌道及び内輪軌道との接触状態を示す模式図。The schematic diagram which shows the contact state of the rolling surface of the ball | bowl of the upper right of FIG. 1, an outer ring track, and an inner ring track. 本発明の対象となる転がり軸受ユニットの第１例を示す断面図。Sectional drawing which shows the 1st example of the rolling bearing unit used as the object of this invention. 転がり軸受ユニットに加わる荷重を求められる理由を説明する為の模式図。The schematic diagram for demonstrating the reason for which the load added to a rolling bearing unit is calculated | required. 玉の公転速度と回転輪の回転速度との比と、ラジアル荷重との関係を示す線図。The diagram which shows the relationship between the ratio of the revolution speed of a ball | bowl, and the rotational speed of a rotating wheel, and a radial load. 玉の公転速度と回転輪の回転速度との比と、アキシアル荷重との関係を示す線図。The diagram which shows the relationship between the ratio of the revolution speed of a ball | bowl, and the rotational speed of a rotating wheel, and an axial load. 本発明の対象となる転がり軸受ユニットの第２例を示す断面図。Sectional drawing which shows the 2nd example of the rolling bearing unit used as the object of this invention.

Explanation of symbols

１外輪
２外輪軌道
３取付孔
４、４ａセンサユニット
５、５ａ先端部
６ａ、６ｂ公転速度検出用センサ
７、７ａ回転速度検出用センサ
８ａ、８ｂ玉
９ａ、９ｂ保持器
１０ａ、１０ｂ公転速度検出用エンコーダ
１１ハブ
１２、１２ａ回転速度検出用エンコーダ
１３内輪軌道
１４カバー DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Outer ring 2 Outer ring raceway 3 Mounting hole 4, 4a Sensor unit 5, 5a Tip 6a, 6b Revolution speed detection sensor 7, 7a Rotational speed detection sensor 8a, 8b Ball 9a, 9b Retainer 10a, 10b Revolution speed detection Encoder 11 Hub 12, 12a Rotational speed detection encoder 13 Inner ring raceway 14 Cover

Claims

An outer ring equivalent member having a double row outer ring raceway having the same diameter on the inner peripheral surface, and a double row having the same diameter on the outer peripheral surface disposed concentrically with the outer ring equivalent member on the inner diameter side of the outer ring equivalent member The inner ring equivalent member having the inner ring raceway and the inner ring raceway and the outer ring raceway are given a contact angle of the same magnitude in the opposite direction between the two rows and given preload. In a rolling bearing unit comprising a plurality of rolling elements provided for each of these two rows, the linear expansion coefficient of the material constituting the outer ring equivalent member and the material wire constituting the inner ring equivalent member The expansion coefficient is the same, and the center point of the contact surface existing at the rolling contact portion between the rolling surface of each rolling element and the both inner ring raceways is equivalent to the inner ring at the center point of the contact surface with respect to both inner ring raceways. the distance in the axial direction of the member and L _a, The diameter of the virtual circle connecting the centers of the plurality of contact surfaces about the inner ring raceway and L _r, the diameter of the rolling elements is d, in the absence apply loads between the outer ring member and the inner ring member Where α is the contact angle of the rolling elements in the two rows, and ΔT ₁ and ΔT ₂ are the temperature rise amounts of the outer ring equivalent member and the inner ring equivalent member, respectively. T ₁ −ΔT ₂ ) / ΔT ₁ } <2d / (L _a × sin α−L _r × cos α) <1.05 {(ΔT ₁ −ΔT ₂ ) / ΔT ₁ } Rolling bearing unit.

0.98 {(ΔT ₁ −ΔT ₂ ) / ΔT ₁ } <2d / (L _a × sin α−L _r × cos α) <1.02 {(ΔT ₁ −ΔT ₂ ) / ΔT ₁ } The rolling bearing unit according to claim 1, wherein

The rolling bearing unit is a wheel bearing rolling bearing unit for rotatably supporting the wheel with respect to the suspension device, and the outer ring equivalent member faces the braking rotating body that generates heat by friction with the friction material during braking. The rolling bearing unit according to claim 1, wherein the rolling bearing unit is used in a state.

△ T is _{_{1 ≒ 2 △ T 2, 2d}} / a _{_{(L a × sinα-L r}} × cosα) ≒ 0.5, a rolling bearing unit according to claim 3.

The revolution speed of the rolling elements in at least one of the two rows can be detected, and the detected revolution speed is used to calculate the load acting between the outer ring equivalent member and the inner ring equivalent member. The rolling bearing unit according to any one of claims 1 to 4.

The relative displacement amount between the outer ring equivalent member and the inner ring equivalent member can be detected, and the detected relative displacement amount is used to calculate a load acting between the outer ring equivalent member and the inner ring equivalent member. The rolling bearing unit described in any one of -4.