JP2007170680A - 玉軸受 - Google Patents

Abstract

【課題】従来と同様のハウジングに組み付け可能で、しかも低トルクの構造を実現する。
【解決手段】 外輪３ａを厚肉にして、各玉６のピッチ円直径Ｄ_P を内径側にずらせる。又、外輪軌道２ａ及び内輪軌道４ａの断面形状の曲率半径Ｒ_O 、Ｒ_i を、玉６の直径Ｄ_b との関係で大きくする。同時に、玉６の直径Ｄ_b 並びに内輪５ａの肉厚を過小にせず、上記外輪軌道２ａにブリネル圧痕が形成される事を防止すると同時に、内輪５ａの亀裂防止を図る。
【選択図】図１

Description

この発明に係る玉軸受は、例えば家庭用の電気掃除機、空気調和装置の送風機等のファンモータの様に、低負荷で高速回転する回転軸をハウジングに対して回転自在に支持する為に利用する。

各種装置の回転軸をハウジングに対して回転自在に支持する為に、図８に示す様な玉軸受１が広く使用されている（例えば特許文献１等参照）。この玉軸受１は、それぞれがＳＵＪ２、Ｍ５０等の軸受鋼により造られた、内周面に断面形状が円弧形である深溝型の外輪軌道２を有する外輪３と、外周面に断面形状が円弧形である内輪軌道４を有する内輪５と、これら外輪軌道２と内輪軌道４との間に転動自在に設けた複数個の玉６とを備える。これら各玉６は、保持器７により互いに間隔をあけた状態で転動自在に保持している。又、上記外輪３の両端部内周面にはそれぞれシールドリング８、８の外周縁部を係止すると共に、これら各シールドリング８、８の内周縁を、上記内輪５の両端部外周面に近接対向させている。

尚、従来の一般的な玉軸受１の場合には、上記各玉６の直径をＤ_b とし、上記外輪軌道２の断面形状の曲率半径をＲ_o ´とし、上記内輪軌道４の断面形状の曲率半径をＲ_i ´とした場合に、０．５０＜Ｒ_o ´／Ｄ_b ≦０．５３、０．５０＜Ｒ_i ´／Ｄ_b ≦０．５２であった。又、上記外輪３の外径をＤとし、上記内輪５の内径をｄとし、上記各玉６のピッチ円直径（P.C.D.）をＤ_p ´とした場合に、Ｄ_p ´≒（Ｄ＋ｄ）／２としていた。言い換えれば、Ｄ_p ´／｛（Ｄ＋ｄ）／２｝≒１として、上記各玉６を、玉軸受１の直径方向に関し、上記外輪３の外周面と上記内輪５の内周面とのほぼ中央部に配置していた。

上述した様な玉軸受１により、例えば電気掃除機の吸引機用のファンモータの回転軸を支持する場合には、上記外輪３を固定のハウジングに内嵌固定し、上記内輪５を回転軸に外嵌固定する。

上述の様な従来の玉軸受１は、各種回転支持部分に組み込む事を考慮した汎用的な構造で、低負荷、高速回転を考慮した構造ではない為、回転トルク（回転抵抗）が必ずしも低くなかった。これに対して、近年に於ける省エネルギ化の流れを受けて、回転支持部の回転トルクをより小さくする要求が増えている。この様な事情に鑑みて、低負荷で高速回転する部分に組み込む、回転トルクが小さな玉軸受の実現が望まれている。低トルク化の為の最も簡単な手段としては、玉６を設置した部分に封入するグリースとして、低粘度のものを使用する事が考えられる。但し、グリースの粘度を低くする事により実現できる低トルク化は限られたものであり、より大きな低トルク化を図る為には、玉軸受自体の構造を変える必要がある。

単に低負荷で高速回転する回転支持部分の回転トルクを、玉軸受部分の仕様変更により小さくするのであれば、玉軸受として直径系列を下げた（小型の）ものを使用すれば、或る程度大きな低トルク化を図れる。但し、この様な方法による場合には、外輪を内嵌固定すべきハウジングの内径を小さくする必要があり、回転支持部分の他の構成部材の設計変更が必要になる為、好ましくない。しかも、単に直径系列を下げただけでも、未だ十分な低トルク化を図れない場合もある。

特開平７−１１９７４９号公報

本発明の玉軸受は、上述の様な事情に鑑みて発明したものである。

本発明の玉軸受は、前述した従来の玉軸受と同様に、内周面に断面形状が円弧形である外輪軌道を有する、軸受鋼製の外輪と、外周面に断面形状が円弧形である内輪軌道を有する、軸受鋼製の内輪と、これら外輪軌道と内輪軌道との間に転動自在に設けた、軸受鋼製の複数個の玉とを備える。
特に、本発明の玉軸受に於いては、これら各玉の直径をＤ_b とし、上記外輪軌道の断面形状の曲率半径をＲ_o とし、上記内輪軌道の断面形状の曲率半径をＲ_i とした場合に、次の（１）（２）式を満たす。
０．５３＜Ｒ_o ／Ｄ_b ≦０．６５ −−− （１）
０．５２＜Ｒ_i ／Ｄ_b ≦０．６５ −−− （２）
更に、上記外輪の外径をＤとし、上記内輪の内径をｄとし、上記各玉のピッチ円直径をＤ_p とし、ｄが６〜１０mmの場合に内輪の締め代が１１μｍ、ｄが１０mmを越えて１８mm以下の場合に内輪の締め代が１２μｍの条件で、最大円周応力が２９４ＭPa（３０kgf/mm² ）となる内輪軌道の直径をＤ_i とし、ｘ＝Ｄ_b ／｛（Ｄ−ｄ）／２｝とし、ｙ＝Ｄ_p ／｛（Ｄ＋ｄ）／２｝とした場合に、次の（３）（４）式を満たし、更に好ましくは（５）式も満たす。
ｘ≧０．３ −−− （３）
ｙ＜１．０ −−− （４）
ｙ≧｛（Ｄ−ｄ）／（Ｄ＋ｄ）｝ｘ＋２Ｄ_i ／（Ｄ＋ｄ） −−− （５）

上述の様に構成する本発明の玉軸受によれば、十分な耐久性を確保しつつ、外輪の外径を特に小さくする事なく、十分な低トルク化を図れる。
即ち、（１）（２）式を満たす事により、各玉の転動面と外輪軌道及び内輪軌道との当接部に形成される接触楕円を小さくし、回転時にこの接触楕円部分で生じる転がり抵抗、スピンを小さくして、低トルク化を図れる。尚、Ｒ_o ／Ｄ_b 、Ｒ_i ／Ｄ_b の値が０．６５を越えて大きくなると、上記接触楕円の面積が小さくなり過ぎて、上記各軌道の転がり疲れ寿命の確保が難しくなる他、外輪軌道に関してはブリネル圧痕が生じ易くなる。この為、上記各比Ｒ_o ／Ｄ_b 、Ｒ_i ／Ｄ_b の上限値を０．６５にした。
又、（４）式を満たすべく、複数の玉の位置を玉軸受の内径側に配置する事により、これら各玉を転動させる為に要するモーメントを小さくして、低トルク化を図れる。
この様に、低トルク化を図る場合でも、上記（３）式を満たすべく、上記各玉の直径Ｄ_b を確保する事により、これら各玉の転動面と外輪軌道との当接部の接触楕円が過度に小さくなる事を防止して、この外輪軌道にブリネル圧痕が生じる事を防止できる。
更に、上記（５）式を満たすべく、上記各玉の直径Ｄ_b との関係でこれら各玉のピッチ円直径Ｄ_P を確保する事により、上記内輪を回転軸等に締り嵌めで外嵌した場合にも、この内輪に発生する円周応力が過度に大きくなる事を防止して、上記内輪に亀裂等の損傷が発生する事を防止できる。
尚、上記（５）式中のＤ_i は、ＪＩＳに規定する嵌め合いの基準のｊｓ５と、内輪に必要とする強度とに基づいて決定する。即ち、ｊｓ５によれば、内輪の締め代の上限値は、内径が６〜１０mmの内輪の場合で１１μｍ、同じく１０〜１８mmの場合で１２μｍである。又、軸受鋼の最大応力は一般的には１３７．２ＭPa（１４kgf/mm² ）以下にすべく、内輪の溝底の厚さに影響する内輪軌道の直径Ｄ_i を規定するが、内輪の材料、熱処理の変更等により、最大２９４ＭPa（３０kgf/mm² ）までは上記溝底の厚さを薄くする事が可能である。そこで、上記内輪軌道の直径Ｄ_i を、上記締め代により上記内輪を回転軸等に外嵌固定した場合で、最大円周応力が２９４ＭPa（３０kgf/mm² ）となる値とした。
尚、各玉の直径Ｄ_b と内輪軌道の断面形状の曲率半径Ｒ_i との比、Ｒ_i ／Ｄ_b に関しては、空気調和装置の送風機等のファンモータの様に、１００００min^-1 （r.p.m.）以下で使用する場合には０．５２＜Ｒ_i ／Ｄ_b ≦０．６５とするが、電気掃除機の吸引機等のファンモータの様に、２００００min^-1 以上で使用する場合には０．５３＜Ｒ_i ／Ｄ_b ≦０．６５とする事が好ましい。

［実施の形態の第１例］
図１は、本発明の実施の形態の第１例を示している。この玉軸受１ａは、前述の図８に示した、従来から知られている玉軸受１と同様に、内周面に断面形状が円弧形である深溝型の外輪軌道２ａを有する外輪３ａと、外周面に断面形状が円弧形である内輪軌道４ａを有する内輪５ａと、これら外輪軌道２ａと内輪軌道４ａとの間に転動自在に設けた複数個の玉６とを備える。これら各玉６は、保持器７により互いに間隔をあけた状態で転動自在に保持している。又、上記外輪３の両端部内周面にはそれぞれシールドリング８、８の外周縁部を係止すると共に、これら各シールドリング８、８の内周縁を、上記内輪５ａの両端部外周面に近接対向させている。

特に、本発明の玉軸受１ａの場合には、各玉６の直径をＤ_b とし、上記外輪軌道２ａの断面形状の曲率半径をＲ_o とし、上記内輪軌道４ａの断面形状の曲率半径をＲ_i とした場合に、次の（１）（２）式を満たす。
０．５３＜Ｒ_o ／Ｄ_b ≦０．６５ −−− （１）
０．５２＜Ｒ_i ／Ｄ_b ≦０．６５ −−− （２）
更に、上記外輪３ａの外径をＤとし、上記内輪５ａの内径をｄとし、上記各玉６のピッチ円直径をＤ_p とし、ｄが６〜１０mmの場合に内輪の締め代が１１μｍ、ｄが１０mmを越えて１８mm以下の場合に内輪の締め代が１２μｍの条件で、最大円周応力が２９４ＭPa（３０kgf/mm² ）となる内輪軌道の直径をＤ_i とし、ｘ＝Ｄ_b ／｛（Ｄ−ｄ）／２｝とし、ｙ＝Ｄ_p ／｛（Ｄ＋ｄ）／２｝とした場合に、次の（３）〜（５）式を満たす。
ｘ≧０．３ −−− （３）
ｙ＜１．０ −−− （４）
ｙ≧｛（Ｄ−ｄ）／（Ｄ＋ｄ）｝ｘ＋２Ｄ_i ／（Ｄ＋ｄ） −−− （５）

上述した様な玉軸受１ａにより、例えば電気掃除機の吸引機用のファンモータの回転軸を支持する場合には、上記外輪３ａを固定のハウジングに内嵌固定し、上記内輪５ａを回転軸に外嵌固定する。尚、本発明の対象となる玉軸受１ａは、家庭用電気掃除機或は家庭用空気調和装置の送風機の回転軸をハウジングに支持する為の、低負荷高速回転で使用されるものをその対象としている。より具体的には、その大きさは、外輪３ａの外径Ｄが１５〜４０mm程度、内輪５ａの内径ｄが６〜１８mm程度、幅Ｂが５〜１２mm程度のものが対象となる。
尚、上記内輪５ａの内径ｄが６mm未満の場合にも、本発明の対象となり得るが、この場合に上記（５）式中のＤ_i は、上記内径ｄが５mmの場合に締め代が６μｍ、同じく４mmの場合に締め代が２μｍ、３mmの場合に締め代が１μｍの３点を滑らかに連続させる曲線により表される条件で、最大円周応力が２９４ＭPa（３０kgf/mm² ）となる内輪軌道の直径とする。即ち、縦軸と横軸との一方に上記内径ｄを、他方に上記締め代を、それぞれ表した直交座標にプロットされた上記３点を滑らかに連続させる曲線に基づいて、当該内径ｄに対応する締め代を求め、求められた締め代に基づいて上記最大円周応力が２９４ＭPaとなる内輪軌道の直径を上記Ｄ_i とする。上記内径ｄが６mm未満の場合、上記外径Ｄも１５mm未満、幅Ｂも５mm未満となる事がある。

上述の様に構成する本発明の玉軸受１ａによれば、十分な耐久性を確保しつつ、外輪の外径Ｄを特に小さくする事なく、十分な低トルク化を図れる。この点に就いて、図２を参照しつつ説明する。尚、この図２は、上記ｘ＝Ｄ_b ／｛（Ｄ−ｄ）／２｝を横軸に、同じくｙ＝Ｄ_p ／｛（Ｄ＋ｄ）／２｝を縦軸に、それぞれ記載したもので、３本の直線イ、ロ、ハにより三方を囲まれ、斜格子を付した三角形部分が、本発明の技術的範囲を示している。尚、この三角形部分よりも下側に位置する直線ニは、上記内輪５ａの肉厚が、前記内輪軌道４ａ部分で０となる部分を示している。従って、この直線ニよりも下側では、玉軸受が成立しない。

先ず、上記（１）（２）式を満たす事により、各玉６の転動面と前記外輪軌道２ａ及び内輪軌道４ａとの当接部に形成される接触楕円を小さくし、回転時にこの接触楕円部分で生じる転がり抵抗、スピンを小さくして、低トルク化を図れる。

又、本発明の玉軸受の場合には、（４）式を満たすべく、上記玉軸受１ａの直径方向に関する、前記外輪３ａの厚さを、上記内輪５ａの厚さよりも大きくし、上記各玉６の位置（ピッチ円直径Ｄ_p ）を上記玉軸受１ａの内径側に配置している。即ち、上記図２の直線イよりも同図の下側で、上記玉軸受１ａを造る事により、上記各玉６を転動させる為に要するモーメントを小さくして、低トルク化を図っている。この様に、低トルク化を図る場合でも、上記外輪３ａの外径Ｄを従来構造に比べて小さくする必要はないので、この外輪３ａを内嵌固定すべきハウジングの内径を変える必要はなく、従来から使用していたハウジングをそのまま使用できる。尚、上記外輪３ａの外径Ｄを小さくする事なく、上記ピッチ円直径Ｄ_p を小さくして低トルク化を図る為に、上記（４）式の様にｙ＜１．０としているが、この低トルク化を十分に図る為には、好ましくはこのｙの値を０．９５以下、更に好ましくは０．９以下にする。このｙの下限値は、上記図２の直線ハで規制される。

又、前記（３）式を満たすべく、上記各玉６の直径Ｄ_b を確保する事により、これら各玉６の転動面と上記外輪軌道２ａとの当接部の接触楕円が過度に小さくなる事を防止して、この外輪軌道２ａにブリネル圧痕が生じる事を防止できる。即ち、上記図２の直線ロよりも、同図の右側で上記玉軸受１ａを造るべく、上記各玉６の直径Ｄ_b を確保している。尚、上記外輪軌道２ａは、玉軸受１ａの軸方向に亙る断面形状が凹面であるだけでなく、円周方向に亙る断面形状も凹面である。この様な上記外輪軌道２ａは、円周方向に亙る断面形状が凸面である前記内輪軌道４ａに比べて押圧力に対する耐力が小さい。そこで、上記接触楕円を小さくすべく、外輪軌道２ａの断面形状の曲率半径Ｒ_o を大きくした場合でも、上記各玉６の直径Ｄ_b を或る程度確保して、上記接触楕円が過度に小さくなる事を防止する。より具体的には、上記（３）式を満たす事により、上記外輪軌道２ａに加わる最大面圧を１９６０ＭPa（２００kgf/mm² ）以下に抑えて、上記外輪軌道２ａにブリネル圧痕が生じる事を防止する。

更に、前記（５）式を満たすべく、上記各玉６のピッチ円直径Ｄ_p を確保する事により、前記内輪５ａを回転軸等に外嵌した場合にも、この内輪５ａに発生する円周応力が過度に大きくなる事を防止できる。即ち、上記図２の直線ハよりも上側で、上記各玉６のピッチ円直径Ｄ_p 及び直径Ｄ_b を規制している。尚、上記玉軸受１ａの使用時に上記内輪５ａは、回転軸等に締り嵌めにより外嵌固定する。従って上記内輪５ａには、その使用時に円周方向の引っ張り応力が加わる。この引っ張り応力が過大になると、上記内輪５ａに亀裂等の損傷が発生する可能性を生じるが、上記（５）式を満たす事により、上記最大引っ張り応力を２９４ＭPa（３０kgf/mm² ）以下に抑えて、上記内輪５ａの損傷を防止する。

［実施の形態の第２例］
次に、図３は、本発明の実施の形態の第２例を示している。本例の場合には、外輪３ｂの内周面中央部で外輪軌道２ａを形成した部分に、この内周面の軸方向両端部よりも十分に小径な中央突部１５を形成している。そして、この中央突部１５の両側面と、上記外輪３ｂの内周面両端部にそれぞれの外周縁を係止したシールドリング８、８の内側面との間に保持凹部１６、１６を、それぞれ全周に亙って形成している。これら各保持凹部１６、１６は、それぞれグリース溜りとして機能し、各玉６の転動面と外輪軌道２ａ及び内輪軌道４ａとの当接部に、長期間に亙って潤滑油を供給し続ける。本発明の場合には、上記外輪３ｂの径方向に関する厚さが大きいので、上記各保持凹部１６、１６の容積を大きくしてグリースの保持量を多くし、玉軸受１ｂの耐久性向上を図れる。その他の構成及び作用は、上述した第１例の場合と同様である。

本発明の効果を確認する為に行なった実験の結果に就いて説明する。実験は、各玉６のピッチ円直径Ｄ_p が玉軸受の回転トルクに及ぼす影響を知る為の実験（第一の実験）と、各軌道の断面形状の曲率半径が玉軸受の回転トルクに及ぼす影響を知る為の実験（第二の実験）と、各玉６のピッチ円直径Ｄ_p とその直径Ｄ_b がモータ騒音に及ぼす影響を知る為の実験（第三の実験）との３種類行なった。これらの実験では、一部の実験を除き、外輪３ａの外径Ｄが２２mm、内輪５ａの内径ｄが８mm、幅Ｂが７mmである深溝型の玉軸受を使用して行ない、次述する様に、本発明の技術的範囲に属する実施例を１１種類、本発明の技術的範囲からは外れる比較例を７種類の、合計１８種類の試料を用意した。外輪３ａ、内輪５ａ、玉６は、何れもＳＵＪ２製とした。

実施例１
Ｒ_o ／Ｄ_b ＝０．６０
Ｒ_i ／Ｄ_b ＝０．６０
ｘ＝Ｄ_b ／｛（Ｄ−ｄ）／２｝＝０．４５
ｙ＝Ｄ_p ／｛（Ｄ＋ｄ）／２｝＝０．９２
玉数＝８（個）
実施例２
Ｒ_o ／Ｄ_b ＝０．６０
Ｒ_i ／Ｄ_b ＝０．６０
ｘ＝Ｄ_b ／｛（Ｄ−ｄ）／２｝＝０．３４
ｙ＝Ｄ_p ／｛（Ｄ＋ｄ）／２｝＝０．８９
玉数＝１０（個）
実施例３
Ｒ_o ／Ｄ_b ＝０．６０
Ｒ_i ／Ｄ_b ＝０．６０
ｘ＝Ｄ_b ／｛（Ｄ−ｄ）／２｝＝０．５７
ｙ＝Ｄ_p ／｛（Ｄ＋ｄ）／２｝＝０．９０
玉数＝６（個）
実施例４
Ｒ_o ／Ｄ_b ＝０．６０
Ｒ_i ／Ｄ_b ＝０．６０
ｘ＝Ｄ_b ／｛（Ｄ−ｄ）／２｝＝０．４５
ｙ＝Ｄ_p ／｛（Ｄ＋ｄ）／２｝＝０．８５
玉数＝７（個）
実施例５
Ｒ_o ／Ｄ_b ＝０．６０
Ｒ_i ／Ｄ_b ＝０．６０
ｘ＝Ｄ_b ／｛（Ｄ−ｄ）／２｝＝０．３４
ｙ＝Ｄ_p ／｛（Ｄ＋ｄ）／２｝＝０．７９
玉数＝９（個）
実施例６
Ｒ_o ／Ｄ_b ＝０．５６
Ｒ_i ／Ｄ_b ＝０．５６
ｘ＝Ｄ_b ／｛（Ｄ−ｄ）／２｝＝０．４５
ｙ＝Ｄ_p ／｛（Ｄ＋ｄ）／２｝＝０．９２
玉数＝８（個）
実施例７
Ｒ_o ／Ｄ_b ＝０．６０
Ｒ_i ／Ｄ_b ＝０．６０
ｘ＝Ｄ_b ／｛（Ｄ−ｄ）／２｝＝０．４５
ｙ＝Ｄ_p ／｛（Ｄ＋ｄ）／２｝＝０．９２
玉数＝８（個）
実施例８
Ｒ_o ／Ｄ_b ＝０．６５
Ｒ_i ／Ｄ_b ＝０．６５
ｘ＝Ｄ_b ／｛（Ｄ−ｄ）／２｝＝０．４５
ｙ＝Ｄ_p ／｛（Ｄ＋ｄ）／２｝＝０．９２
玉数＝８（個）
実施例９
Ｒ_o ／Ｄ_b ＝０．５６
Ｒ_i ／Ｄ_b ＝０．５６
ｘ＝Ｄ_b ／｛（Ｄ−ｄ）／２｝＝０．３４
ｙ＝Ｄ_p ／｛（Ｄ＋ｄ）／２｝＝０．７９
玉数＝１０（個）
実施例１０
Ｒ_o ／Ｄ_b ＝０．６０
Ｒ_i ／Ｄ_b ＝０．６０
ｘ＝Ｄ_b ／｛（Ｄ−ｄ）／２｝＝０．３４
ｙ＝Ｄ_p ／｛（Ｄ＋ｄ）／２｝＝０．７９
玉数＝１０（個）
実施例１１
Ｒ_o ／Ｄ_b ＝０．６５
Ｒ_i ／Ｄ_b ＝０．６５
ｘ＝Ｄ_b ／｛（Ｄ−ｄ）／２｝＝０．３４
ｙ＝Ｄ_p ／｛（Ｄ＋ｄ）／２｝＝０．７９
玉数＝１０（個）

比較例１
Ｒ_o ／Ｄ_b ＝０．６０
Ｒ_i ／Ｄ_b ＝０．６０
ｘ＝Ｄ_b ／｛（Ｄ−ｄ）／２｝＝０．５７
ｙ＝Ｄ_p ／｛（Ｄ＋ｄ）／２｝＝１．００
玉数＝７（個）
比較例２
Ｒ_o ／Ｄ_b ＝０．６０
Ｒ_i ／Ｄ_b ＝０．６０
ｘ＝Ｄ_b ／｛（Ｄ−ｄ）／２｝＝０．４５
ｙ＝Ｄ_p ／｛（Ｄ＋ｄ）／２｝＝１．００
玉数＝９（個）
比較例３
Ｒ_o ／Ｄ_b ＝０．６０
Ｒ_i ／Ｄ_b ＝０．６０
ｘ＝Ｄ_b ／｛（Ｄ−ｄ）／２｝＝０．３４
ｙ＝Ｄ_p ／｛（Ｄ＋ｄ）／２｝＝１．００
玉数＝１１（個）
比較例４
Ｒ_o ／Ｄ_b ＝０．５１
Ｒ_i ／Ｄ_b ＝０．５１
ｘ＝Ｄ_b ／｛（Ｄ−ｄ）／２｝＝０．４５
ｙ＝Ｄ_p ／｛（Ｄ＋ｄ）／２｝＝０．９２
玉数＝８（個）
比較例５
Ｒ_o ／Ｄ_b ＝０．５３
Ｒ_i ／Ｄ_b ＝０．５２
ｘ＝Ｄ_b ／｛（Ｄ−ｄ）／２｝＝０．４５
ｙ＝Ｄ_p ／｛（Ｄ＋ｄ）／２｝＝０．９２
玉数＝８（個）
比較例６
Ｒ_o ／Ｄ_b ＝０．５１
Ｒ_i ／Ｄ_b ＝０．５１
ｘ＝Ｄ_b ／｛（Ｄ−ｄ）／２｝＝０．３４
ｙ＝Ｄ_p ／｛（Ｄ＋ｄ）／２｝＝０．７９
玉数＝１０（個）
比較例７
Ｒ_o ／Ｄ_b ＝０．５３
Ｒ_i ／Ｄ_b ＝０．５２
ｘ＝Ｄ_b ／｛（Ｄ−ｄ）／２｝＝０．３４
ｙ＝Ｄ_p ／｛（Ｄ＋ｄ）／２｝＝０．７９
玉数＝１０（個）

上述の様な１８種類の試料のうち、先ず実施例１〜５と比較例１〜３との、合計８種類の試料を用い、図４に示す様な実験装置９により第一の実験を行ない、各玉６のピッチ円直径Ｄ_p が玉軸受の回転トルクに及ぼす影響に就いて確認した。上記実験装置９は、互いに同心に配置した回転軸１０とハウジング１１とを備える。上記回転トルクの測定時には、これら回転軸１０の外周面とハウジング１１の内周面との間に、同一諸元の玉軸受１ａ、１ａを組み付けて、上記回転軸１０を回転させ、上記ハウジング１１の外周面に固定したアーム１２の先端部に加わるトルクを、荷重センサ１３により測定した。尚、何れの試料に就いても、玉軸受１ａ、１ａ内には潤滑の為のグリースを封入し、両端部は非接触型のシールドリング８、８（図１参照）により密封した。又、試験条件は、常温、大気中とした。又、上記各玉軸受１ａ、１ａには、ばね１４により、４９Ｎ（５kgf ）の予圧を付与した。上記回転軸１０の回転速度（d_mｎ＝ピッチ円直径と毎分回転数との積）は、４０万〜９０万の間で変化させ、試験開始から１０分経過後のトルクを測定した。

この様にして行なった実験の結果を、図５に示す。この図５のうち、（Ａ）は、ｙ＝Ｄ_p ／｛（Ｄ＋ｄ）／２｝の値及び玉数のみを変えた、実施例３と比較例１との、回転速度とトルクとの関係を示している。又、（Ｂ）は、やはりｙ＝Ｄ_p ／｛（Ｄ＋ｄ）／２｝の値及び玉数のみを変えた、実施例１、４と比較例２との、回転速度とトルクとの関係を示している。更に、（Ｃ）は、やはりｙ＝Ｄ_p ／｛（Ｄ＋ｄ）／２｝の値及び玉数のみを変えた、実施例２、５と比較例３との、回転速度とトルクとの関係を示している。又、図５（Ａ）〜（Ｃ）では、それぞれの比較例の９０万d_mｎの時の回転トルクを１とし、他の場合のトルクをそれとの比率で表した。
同様の実験を、次の表１、２に示す様に、玉軸受の大きさを変えて行ない、玉軸受の大きさに拘らず、ピッチ円直径を小さくする事が、回転トルクの低減に繋がる事を確認した。

尚、これら表１、２にその結果を示した実験のうち、表１にその結果を示した実験は、前述した通り、外輪３ａの外径Ｄが２２mm、内輪５ａの内径ｄが８mm、幅Ｂが７mmである深溝型の玉軸受を使用して行なった。外輪３ａと内輪４ａとの間に存在する空隙の容積に対するグリース量の割合（グリースの充填率）は３５％とし、回転速度は１８００min^-1 とした。又、表２にその結果を示した実験は、外輪３ａの外径Ｄが３２mm、内輪５ａの内径ｄが１５mm、幅Ｂが９mmである深溝型の玉軸受を使用して行なった。外輪３ａと内輪４ａとの間に存在する空隙の容積に対するグリース量の割合は、３０％とし、回転速度は１８００min^-1 とした。表１、２に記載したトルクの値の単位は mＮ・cmである。
この様な図５（Ａ）〜（Ｃ）及び表１、２の記載から明らかな通り、ピッチ円直径Ｄ_p の値を小さくする事により、玉軸受の大きさに拘らず、トルクを小さくできる。

次に、前述の様な１８種類の試料のうち、実施例６〜１１と比較例４〜７との、合計１０種類の試料を用い、やはり図４に示す様な実験装置９により第二の実験を行ない、外輪軌道２ａの断面形状の曲率半径Ｒ_o 及び内輪軌道４ａの断面形状の曲率半径をＲ_i が玉軸受１ａの回転トルクに及ぼす影響に就いて確認した。試験条件は、上述したピッチ円直径Ｄ_p に関する試験の場合と同じである。

この様にして行なった実験の結果を、図６に示す。この図６のうち、（Ａ）は、上記各軌道の曲率半径Ｒ_o 、Ｒ_i と玉の直径Ｄ_b との比のみを変えた、実施例６〜８と比較例４〜５との、回転速度が９０万d_mｎでのトルクの大きさを示している。又、（Ｂ）は、やはり上記各Ｒ_o 、Ｒ_i と玉の直径Ｄ_b との比のみを変えた、実施例９〜１１と比較例６〜７との、回転速度が９０万d_mｎでのトルクの大きさを示している。これら図６（Ａ）（Ｂ）も、それぞれ最もトルクが大きい比較例の９０万d_mｎの時の回転トルクを１とし、他の場合のトルクとそれとの比率で示している。これら図６（Ａ）（Ｂ）から明らかな通り、上記各軌道の曲率半径Ｒ_o 、Ｒ_i と玉の直径Ｄ_b との比の値を大きくする事により、トルクを小さくできる。

次の表３に、軌道の断面形状の曲率半径がトルクの値に及ぼす影響をより具体的な数値として表している。この表３にその結果を示した実験は、外輪３ａの外径Ｄが２２mm、内輪５ａの内径ｄが８mm、幅Ｂが７mmである深溝型の玉軸受を使用して行なった。グリースの充填率は３０％とし、回転速度は１８００min^-1 とした。又、外輪軌道２ａの曲率半径に関しては、Ｒ_o ／Ｄ_b ＝０．５３で変化させず、内輪軌道４ａの曲率半径に関してのみ、Ｒ_i ／Ｄ_b を０．５１と０．５２との２通りに変化させた。この表３に示したトルクの値の単位も、 mＮ・cmである。
この様な表３からも、各軌道の曲率半径Ｒ_o 、Ｒ_i と玉の直径Ｄ_b との比の値を大きくする事により、トルクを小さくできる事が分かる。

次に、各玉６のピッチ円直径Ｄ_p とその直径Ｄ_b が、アンデロン値とモータ騒音とに及ぼす影響を知る為に行なった、第三の実験に就いて説明する。先ず、アンデロン値に及ぼす影響を知る為の実験は、外輪３ａの外径Ｄが２２mm、内輪５ａの内径ｄが８mm、幅Ｂが７mmでグリースの充填率が３５％である深溝型の玉軸受を使用して行なった。この条件の下で、各玉６のピッチ円直径Ｄ_p が１５mmであり同じく直径Ｄ_b が３．９７mm（５／３２インチ）であるものと、同じく１３mm及び３．１８mm（１／８インチ）であるものとの２種類の試料を、それぞれ複数個ずつ用意し、それぞれのアンデロン値（High−Band）を測定した。その結果を、次の表４に示す。

この様な実験の結果を示す表４の記載から明らかな通り、本発明の様に、各玉６のピッチ円直径Ｄ_p を小さくし、それに伴ってこれら各玉６の直径Ｄ_b を小さくすれば、アンデロン値が向上する。この理由は、これら各玉６の運動エネルギが低減して、これら各玉６の加振力が小さくなる為と考えられる。

又、ピッチ円直径Ｄ_p が異なるが、アンデロン値が一致する玉軸受を、実際にモータに組み込んだ場合に発生する騒音の値を知る為の実験も行なった。実験は、外輪３ａの外径Ｄが３２mm、内輪５ａの内径ｄが１５mm、幅Ｂが９mmである深溝型の玉軸受を使用して行なった。この条件の下で、玉のピッチ円直径Ｄ_p が２１．５mmであるものと、同じく２３mmであるものとの２種類の試料を、それぞれ複数個ずつ用意し、それぞれのアンデロン値（High−Band）を測定した後、各玉軸受をモータに組み込んだ状態で発生する騒音を測定した。その結果を、図７に示す。

この図７に示した６種類、合計１２個の符号のうち、○はピッチ円直径Ｄ_p が２１．５mmであるものの騒音の平均値を、☆は同じく最大値を、◇は同じく最小値を、それぞれ表している。又、●はピッチ円直径Ｄ_p が２３mmであるものの騒音の平均値を、★は同じく最大値を、◆は同じく最小値を、それぞれ表している。

この様な実験の結果を示す図７から明らかな通り、上記ピッチ円直径Ｄ_p を小さくすると、アンデロン値が悪化した場合でも、実際にモータに組み込んだ場合に発生する騒音が大きくならない。この理由は、上記ピッチ円直径Ｄ_p を小さくすると、玉の直径Ｄ_b を小さくして玉の数を増やせる代わりに、玉の直径Ｄ_b を小さくできる為、玉の振動成分のうちでモータとの共振周波数帯域中に入る共振ピークの数が減り、音響上有利に働く為と考えられる。この事は、モータ騒音を低減する為に、特にアンデロン値をあまり低減する必要がない事を意味する。言い換えれば、特にアンデロン値を小さくすべく、厳密な品質管理を行なわなくても、モータ騒音を低減できる。この為、特にコストを高くする事なく、モータ騒音の低減を図れる。

本発明の玉軸受は、以上に述べた通り構成され作用するので、各種機械装置の回転支持部の回転抵抗を低減して、これら各機械装置を運転する際のエネルギの節減を図れる。

本発明の実施の形態の第１例を示す部分断面図。 本発明の技術的範囲を表した線図。 本発明の実施の形態の第２例を示す部分断面図。 本発明の効果を確認する為に使用した実験装置を示しており、（Ａ）は端面図、（Ｂ）は断面図。 ピッチ円直径が玉軸受の回転トルクに及ぼす影響に就いて確認する為に行なった実験の結果を示す線図。 各軌道の曲率半径と玉の直径との比が玉軸受の回転トルクに及ぼす影響に就いて確認する為に行なった実験の結果を示す棒グラフ。 ピッチ円直径の違いが、アンデロン値とモータ騒音との関係に示す影響を示すグラフ。 従来の玉軸受の部分断面図。

符号の説明

１、１ａ、１ｂ 玉軸受
２、２ａ 外輪軌道
３、３ａ、３ｂ 外輪
４、４ａ 内輪軌道
５、５ａ 内輪
６ 玉
７ 保持器
８ シールドリング
９ 実験装置
１０ 回転軸
１１ ハウジング
１２ アーム
１３ 荷重センサ
１４ ばね
１５ 中央凸部
１６ 保持凹部

Claims (3)

1. 内周面に断面形状が円弧形である外輪軌道を有する、軸受鋼製の外輪と、外周面に断面形状が円弧形である内輪軌道を有する、軸受鋼製の内輪と、これら外輪軌道と内輪軌道との間に転動自在に設けた、軸受鋼製の複数個の玉とを備えた玉軸受に於いて、
   これら各玉の直径をＤ_b とし、上記外輪軌道の断面形状の曲率半径をＲ_o とし、上記内輪軌道の断面形状の曲率半径をＲ_i とした場合に、０．５３＜Ｒ_o ／Ｄ_b ≦０．６５、０．５２＜Ｒ_i ／Ｄ_b ≦０．６５であり、
   上記外輪の外径をＤとし、上記内輪の内径をｄとし、上記各玉のピッチ円直径をＤ_p とし、ｘ＝Ｄ_b ／｛（Ｄ−ｄ）／２｝とし、ｙ＝Ｄ_p ／｛（Ｄ＋ｄ）／２｝とした場合に、ｘ≧０．３、ｙ＜１．０である
   事を特徴とする玉軸受。
2. 内輪の内径ｄが６〜１０mmの場合にこの内輪の締め代が１１μｍ、この内径ｄが１０mmを越えて１８mm以下の場合にこの内輪の締め代が１２μｍの条件で、最大円周応力が２９４ＭPaとなる内輪軌道の直径をＤ_i とした場合に、ｙ≧｛（Ｄ−ｄ）／（Ｄ＋ｄ）｝ｘ＋２Ｄ_i ／（Ｄ＋ｄ）である、
   請求項１に記載した玉軸受。
3. 内輪の内径ｄが６mm未満の場合で、この内径ｄが５mmの場合に締め代が６μｍ、同じく４mmの場合に締め代が２μｍ、３mmの場合に締め代が１μｍの３点を滑らかに連続させる曲線により表される条件で、最大円周応力が２９４ＭPaとなる内輪軌道の直径をＤ_i とした場合に、ｙ≧｛（Ｄ−ｄ）／（Ｄ＋ｄ）｝ｘ＋２Ｄ_i ／（Ｄ＋ｄ）である、
   請求項１に記載した玉軸受。

Images