JP2008106869A - 玉軸受 - Google Patents
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Abstract
【課題】アキシャル荷重を支持すると共に、軸受のフリクションロスを低減して長期間にわたって円滑な回転を保持し、さらには軸受内部の損傷を防止しノイズの発生防止を図ることが可能な玉軸受を提供する。
【解決手段】相対回転可能に対向して配置された内輪２及び外輪３と、該内輪と外輪の対向面にそれぞれ形成された軌道溝２ａ，３ａ間に転動自在に組み込まれた複数の転動体４とを備えた玉軸受１において、外輪の軌道溝の曲率半径ＲＯを転動体の直径Ｄで除した値を百分率で表わした値が５３％〜５６％、内輪の軌道溝ＲＩの曲率半径を転動体の直径Ｄで除した値を百分率で表わした値が５２％〜５５％、かつ、軸受残留ラジアルすきまが０．０１０〜０．０４０ｍｍであることを特徴とする玉軸受。
【選択図】図２
【解決手段】相対回転可能に対向して配置された内輪２及び外輪３と、該内輪と外輪の対向面にそれぞれ形成された軌道溝２ａ，３ａ間に転動自在に組み込まれた複数の転動体４とを備えた玉軸受１において、外輪の軌道溝の曲率半径ＲＯを転動体の直径Ｄで除した値を百分率で表わした値が５３％〜５６％、内輪の軌道溝ＲＩの曲率半径を転動体の直径Ｄで除した値を百分率で表わした値が５２％〜５５％、かつ、軸受残留ラジアルすきまが０．０１０〜０．０４０ｍｍであることを特徴とする玉軸受。
【選択図】図２
Description
本発明は、玉軸受に関し、特に、自動車のインラインタイプの減速機構の出力軸の振れ回りによる荷重やプロペラシャフトからの突き上げ荷重を支持すると共に、軸受のフリクションロスを低減して長期間にわたって円滑な回転を提供し、さらには軸受内部の損傷を防止しノイズの発生防止を図った玉軸受に関する。
従来から、例えば、自動車のエンジンの回転出力は、該回転出力を減速するトランスミッションや、該トランスミッションにデファレンシャルギアを内蔵したトランスアクスルなどの歯車式の減速機構で所望の回転に減速されるとともに、減速機構の出力軸からプロペラシャフトを介してアクスル（車軸）に伝達され、車軸両端のホイールを回転させている。
特に、エンジンの出力軸と減速機構の出力軸とプロペラシャフトとが進行方向に対して縦置きに配列された場合、その減速機構には、エンジン回転出力の入力側と減速機構出力側が直列に配列されるインラインタイプ減速機構が使用されている。
特に、エンジンの出力軸と減速機構の出力軸とプロペラシャフトとが進行方向に対して縦置きに配列された場合、その減速機構には、エンジン回転出力の入力側と減速機構出力側が直列に配列されるインラインタイプ減速機構が使用されている。
このようなインラインタイプの減速機構の出力軸には、出力軸の振れ回りによる荷重やプロペラシャフトからの突き上げ荷重（アキシャル荷重）を支持するために軸受を配置することが一般的であり、例えば特許文献１の図３に示すように、減速機構の出力軸に玉軸受１を配置している。
減速機構の出力軸に配される玉軸受１は、例えば、図１に示すように、相対回転可能に対向して配置された内輪２及び外輪３と、該内輪２と外輪３の対向面にそれぞれ形成された内輪軌道溝２ａと外輪軌道溝３ａとの間に転動自在に組み込まれた複数の転動体（玉）４とを備え、図２に示すように、内輪２の内径面２ｂが減速機構の出力軸に外嵌されるとともに、外輪３の外径面３ｂが減速機構のハウジングに内嵌されることによって、減速機構の出力軸を回転自在に支持する。
減速機構の出力軸に配される玉軸受１は、例えば、図１に示すように、相対回転可能に対向して配置された内輪２及び外輪３と、該内輪２と外輪３の対向面にそれぞれ形成された内輪軌道溝２ａと外輪軌道溝３ａとの間に転動自在に組み込まれた複数の転動体（玉）４とを備え、図２に示すように、内輪２の内径面２ｂが減速機構の出力軸に外嵌されるとともに、外輪３の外径面３ｂが減速機構のハウジングに内嵌されることによって、減速機構の出力軸を回転自在に支持する。
近年は減速機構が小型・軽量化されるとともにエンジン出力が上昇する傾向にあり、出力軸を支持する玉軸受１の負荷容量に対する入力荷重が大きくなっていることから、従来は、負荷荷重向上のために、軸受のサイズアップをするのが一般的であり、又は、接触角をつけて、アキシャル荷重にも許容できるようにしている。
しかし、玉軸受１に予圧が加わったとき、転動体４には、転動体４の外周面と内外輪軌道溝２ａ，３ａとの接触部Ｐ（内外輪軌道溝２ａ，３ａと接触角４ａとの交点）に荷重がかかり、該接触部Ｐに変形が生じて小さな接触楕円４ｂが生じる（図２（ａ）参照）。
しかし、玉軸受１に予圧が加わったとき、転動体４には、転動体４の外周面と内外輪軌道溝２ａ，３ａとの接触部Ｐ（内外輪軌道溝２ａ，３ａと接触角４ａとの交点）に荷重がかかり、該接触部Ｐに変形が生じて小さな接触楕円４ｂが生じる（図２（ａ）参照）。
このとき、転動体４の接触楕円４ｂは、玉軸受１に加わるアキシャル荷重が小さい場合には内外輪軌道溝２ａ，３ａの範囲内に収まっているが（図２（ａ）参照）、玉軸受１に加わるアキシャル荷重が過大になった場合には接触楕円４ｂの一部が内外輪軌道溝２ａ，３ａの溝肩２ｃ，３ｃに乗上げるようにはみ出してしまう場合がある（図２（ｂ）参照）。
さらに、転動体４の接触楕円４ｂが内外輪軌道溝２ａ，３ａの溝肩２ｃ，３ｃを越えて大きくはみ出した場合には、転動体の接触楕円４ｂの一部分に荷重が集中することとなり、過大荷重となって転動体４の周面にブリネル圧痕が発生してしまう場合がある。そのような場合には、軌道面や玉が損傷して寿命が低下するうえ、長期間にわたって円滑な回転を確保することが実現できなくなるばかりかノイズが発生する可能性があった。
本発明の目的は、アキシャル荷重を支持するとともに、軸受のフリクションロスを低減して長期間にわたって円滑な回転を保持し、さらには軸受内部の損傷を防止しノイズの発生防止を図ることが可能な玉軸受を提供することである。
相対回転可能に対向して配置された内輪及び外輪と、該内輪と外輪の対向面にそれぞれ形成された軌道溝間に転動自在に組み込まれた複数の転動体とを備えた玉軸受において、外輪の軌道溝の曲率半径を転動体の直径で除した値を百分率で表わした値が５３％〜５６％、内輪の軌道溝の曲率半径を転動体の直径で除した値を百分率で表わした値が５２％〜５５％、かつ、軸受残留ラジアルすきまが０．０１０〜０．０４０ｍｍであることを特徴とする玉軸受としたことである。
本発明によれば、アキシャル荷重を支持するとともに、軸受のフリクションロスを低減して長期間にわたって円滑な回転を保持し、さらには軸受内部の損傷を防止しノイズの発生防止を図ることが可能な玉軸受を提供することができる。
以下、本発明の一実施の形態に係る玉軸受について、添付図面に基づいて説明する。
玉軸受１の概略構成は、前述した減速機構の出力軸に配される玉軸受１と同様であり、相対回転可能に対向して配置された内輪２及び外輪３と、該内輪２と外輪３の対向面にそれぞれ形成された内輪軌道溝２ａと外輪軌道溝３ａとの間に転動自在に組み込まれた複数の転動体４とを備え（図１参照）、内輪２の内径面２ｂが減速機構の出力軸に外嵌されるとともに、外輪３の外径面３ｂが減速機構のハウジングに内嵌されることによって、減速機構の出力軸を回転自在に支持する（図２参照）。
玉軸受１の概略構成は、前述した減速機構の出力軸に配される玉軸受１と同様であり、相対回転可能に対向して配置された内輪２及び外輪３と、該内輪２と外輪３の対向面にそれぞれ形成された内輪軌道溝２ａと外輪軌道溝３ａとの間に転動自在に組み込まれた複数の転動体４とを備え（図１参照）、内輪２の内径面２ｂが減速機構の出力軸に外嵌されるとともに、外輪３の外径面３ｂが減速機構のハウジングに内嵌されることによって、減速機構の出力軸を回転自在に支持する（図２参照）。
さらに、本実施形態に係る玉軸受１の特徴的な構成として、外輪３の軌道溝３ａの曲率半径ＲＯは、該曲率半径ＲＯを転動体４の直径Ｄで除した値を百分率で表わした値が５３％〜５６％の範囲に含まれるように構成されている。
なお、５３％よりも低い場合には、玉が溝肩に乗り上げ易くなり、また、トルクを低減できない。
５６％よりも大きい場合には、面圧が大きくなり、寿命が低下し、ブリネル圧痕が発生し易くなる。
なお、５３％よりも低い場合には、玉が溝肩に乗り上げ易くなり、また、トルクを低減できない。
５６％よりも大きい場合には、面圧が大きくなり、寿命が低下し、ブリネル圧痕が発生し易くなる。
さらに、内輪２の軌道溝２ａの曲率半径ＲＩは、該曲率半径ＲＩを転動体４の直径Ｄで除した値を百分率で表わした値が５２％〜５５％の範囲内に含まれるように構成されている。
なお、５２％よりも低い場合には、玉が溝肩に乗り上げ易くなり、また、トルクを低減できない。
５５％よりも大きい場合には、面圧が大きくなり、寿命が低下し、ブリネル圧痕が発生し易くなる。
なお、５２％よりも低い場合には、玉が溝肩に乗り上げ易くなり、また、トルクを低減できない。
５５％よりも大きい場合には、面圧が大きくなり、寿命が低下し、ブリネル圧痕が発生し易くなる。
またさらに、上記構成による玉軸受１は、運転中の転動体４の外周面と前記内外輪軌道溝２ａ，３ａとの残留ラジアルすきま（径方向のすきま）が０．０１０〜０．０４０ｍｍの範囲内に含まれるように構成されている。
なお、０．０１０ｍｍよりも小さい場合には回転トルクが大きく（フリクションロスが大きい）なってしまい、０．０４０ｍｍよりも大きい場合には振動が大きくなってしまう。
なお、０．０１０ｍｍよりも小さい場合には回転トルクが大きく（フリクションロスが大きい）なってしまい、０．０４０ｍｍよりも大きい場合には振動が大きくなってしまう。
これら本実施形態の特徴的な構成により、玉軸受１のサイズアップや周辺構造の大幅な変更をすることなく、減速機構の出力軸の振れ回りによる荷重やプロペラシャフトからの突き上げ荷重を支持することができるようになり、軸受の損傷を防ぐことができるようになった。
また、内外軌道溝２ａ，３ａの曲率半径（ＲＩ，ＲＯ）を上記設定とすることによって、玉軸受１の転がり疲れ寿命の著しい低下を抑えることが可能となり、長期間にわたって円滑な回転を実現できるようになった。
さらに、円滑な回転により、内外軌道溝２ａ，３ａと転動体１の周面との転がり摩擦を小さくすることができるようになったので玉軸受１のフリクションロスを大幅に低減することができるようになった。
また、内外軌道溝２ａ，３ａの曲率半径（ＲＩ，ＲＯ）を上記設定とすることによって、玉軸受１の転がり疲れ寿命の著しい低下を抑えることが可能となり、長期間にわたって円滑な回転を実現できるようになった。
さらに、円滑な回転により、内外軌道溝２ａ，３ａと転動体１の周面との転がり摩擦を小さくすることができるようになったので玉軸受１のフリクションロスを大幅に低減することができるようになった。
ここで、本実施形態の構成による玉軸受１（実施品）と比較例に対する回転評価計算について説明する。
（Ａ）「アキシャル荷重負荷による接触楕円の溝肩はみ出し量計算値比較結果」（図４）
本回転評価計算では以下の構成条件による玉軸受を使用した。
（ａ）実施品
軸受型番：６００８（内径φ４０ｍｍ×外径φ６８ｍｍ×厚み１５ｍｍ）
外輪軌道溝３ａの曲率半径ＲＯを転動体４の直径Ｄで除した値を百分率で表わした値：５３％
内輪軌道溝２ａの曲率半径ＲＩを転動体４の直径Ｄで除した値を百分率で表わした値：５２％
ラジアルすきま：０．００５ｍｍ
アキシャル荷重：２００００Ｎ
（ｂ）比較品
軸受型番：６００８（内径φ４０ｍｍ×外径φ６８ｍｍ×厚み１５ｍｍ）
外輪軌道溝３ａの曲率半径ＲＯを転動体４の直径Ｄで除した値を百分率で表わした値：５１％
内輪軌道溝２ａの曲率半径ＲＩを転動体４の直径Ｄで除した値を百分率で表わした値：５１％
ラジアルすきま：０．００５ｍｍ
アキシャル荷重：２００００Ｎ
（Ａ）「アキシャル荷重負荷による接触楕円の溝肩はみ出し量計算値比較結果」（図４）
本回転評価計算では以下の構成条件による玉軸受を使用した。
（ａ）実施品
軸受型番：６００８（内径φ４０ｍｍ×外径φ６８ｍｍ×厚み１５ｍｍ）
外輪軌道溝３ａの曲率半径ＲＯを転動体４の直径Ｄで除した値を百分率で表わした値：５３％
内輪軌道溝２ａの曲率半径ＲＩを転動体４の直径Ｄで除した値を百分率で表わした値：５２％
ラジアルすきま：０．００５ｍｍ
アキシャル荷重：２００００Ｎ
（ｂ）比較品
軸受型番：６００８（内径φ４０ｍｍ×外径φ６８ｍｍ×厚み１５ｍｍ）
外輪軌道溝３ａの曲率半径ＲＯを転動体４の直径Ｄで除した値を百分率で表わした値：５１％
内輪軌道溝２ａの曲率半径ＲＩを転動体４の直径Ｄで除した値を百分率で表わした値：５１％
ラジアルすきま：０．００５ｍｍ
アキシャル荷重：２００００Ｎ
この回転評価計算では、玉軸受１を図３に示すようなトランスミッションでの一般的な支持形態に使用した場合を想定している。すなわち、玉軸受１は、外輪３が減速機構のハウジング５に内嵌されるとともに内輪２が減速機構の出力軸６に外嵌され、出力軸６の外端側にはジョイント８を介してプロペラシャフト７が接続され、該プロペラシャフト７から出力軸６に向けてアキシャル荷重が負荷されている。
また、接触楕円の溝肩はみ出し量（図２（ｂ）参照）を比較した場合には、その溝肩はみ出し量が少ないほど転動体４の周面にはブリネル圧痕が付きにくい。
また、接触楕円の溝肩はみ出し量（図２（ｂ）参照）を比較した場合には、その溝肩はみ出し量が少ないほど転動体４の周面にはブリネル圧痕が付きにくい。
計算結果のグラフからは、接触楕円の溝肩はみ出し量／接触楕円長直径は、比較例では１９．５％に達しているのに対して、実施品では７．５％に留まっていることが確認された。
すなわち、同一アキシャル荷重時において、比較例に比べて実施品の方が接触楕円の溝肩はみ出し量が少ないので、接触楕円が溝肩を乗り越える可能性も少なく、さらには転動体４の周面にブリネル圧痕が発生しにくいことが判る。
すなわち、同一アキシャル荷重時において、比較例に比べて実施品の方が接触楕円の溝肩はみ出し量が少ないので、接触楕円が溝肩を乗り越える可能性も少なく、さらには転動体４の周面にブリネル圧痕が発生しにくいことが判る。
（Ｂ）「回転トルク比較結果」（図５）
本回転評価試験では以下の構成条件による玉軸受を使用した。
（ａ）実施品
軸受型番：６００８（内径φ４０ｍｍ×外径φ６８ｍｍ×厚み１５ｍｍ）
外輪軌道溝３ａの曲率半径ＲＯを転動体４の直径Ｄで除した値を百分率で表わした値：５３％
内輪軌道溝２ａの曲率半径ＲＩを転動体４の直径Ｄで除した値を百分率で表わした値：５２％
ラジアルすきま：０．００５ｍｍ
ラジアル荷重Ｆｒ：０．０５Ｃｒ（Ｃｒ：ラジアル軸受の基本動定荷重）
（ｂ）比較品
軸受型番：６００８（内径φ４０ｍｍ×外径φ６８ｍｍ×厚み１５ｍｍ）
外輪軌道溝３ａの曲率半径ＲＯを転動体４の直径Ｄで除した値を百分率で表わした値：５１％
内輪軌道溝２ａの曲率半径ＲＩを転動体４の直径Ｄで除した値を百分率で表わした値：５１％
ラジアルすきま：０．００５ｍｍ
ラジアル荷重Ｆｒ：０．０５Ｃｒ（Ｃｒ：ラジアル軸受の基本動定荷重）
本回転評価試験では以下の構成条件による玉軸受を使用した。
（ａ）実施品
軸受型番：６００８（内径φ４０ｍｍ×外径φ６８ｍｍ×厚み１５ｍｍ）
外輪軌道溝３ａの曲率半径ＲＯを転動体４の直径Ｄで除した値を百分率で表わした値：５３％
内輪軌道溝２ａの曲率半径ＲＩを転動体４の直径Ｄで除した値を百分率で表わした値：５２％
ラジアルすきま：０．００５ｍｍ
ラジアル荷重Ｆｒ：０．０５Ｃｒ（Ｃｒ：ラジアル軸受の基本動定荷重）
（ｂ）比較品
軸受型番：６００８（内径φ４０ｍｍ×外径φ６８ｍｍ×厚み１５ｍｍ）
外輪軌道溝３ａの曲率半径ＲＯを転動体４の直径Ｄで除した値を百分率で表わした値：５１％
内輪軌道溝２ａの曲率半径ＲＩを転動体４の直径Ｄで除した値を百分率で表わした値：５１％
ラジアルすきま：０．００５ｍｍ
ラジアル荷重Ｆｒ：０．０５Ｃｒ（Ｃｒ：ラジアル軸受の基本動定荷重）
本回転評価試験では、複数の内輪回転数における回転トルクを比較することができ、回転トルクが低いほど玉軸受が円滑に回転してフリクションロスが低いことになる。
試験結果のグラフからは、回転トルクは、比較例では毎分１０００回転時には０．１４Ｎ・ｍであり、毎分２０００回転時には０．１５５Ｎ・ｍであり、毎分３０００回転時には０．１８Ｎ・ｍであり、また、実施品では毎分１０００回転時には０．１０５Ｎ・ｍであり、毎分２０００回転時には０．１３Ｎ・ｍであり、毎分３０００回転時には０．１６Ｎ・ｍであることが判った。
すなわち、全ての回転数において、比較例に比べて実施品の方が回転トルクが小さいので、円滑な回転が得られ、フリクションロスが低いことが判る。
試験結果のグラフからは、回転トルクは、比較例では毎分１０００回転時には０．１４Ｎ・ｍであり、毎分２０００回転時には０．１５５Ｎ・ｍであり、毎分３０００回転時には０．１８Ｎ・ｍであり、また、実施品では毎分１０００回転時には０．１０５Ｎ・ｍであり、毎分２０００回転時には０．１３Ｎ・ｍであり、毎分３０００回転時には０．１６Ｎ・ｍであることが判った。
すなわち、全ての回転数において、比較例に比べて実施品の方が回転トルクが小さいので、円滑な回転が得られ、フリクションロスが低いことが判る。
（Ｃ）「ラジアルすきまと回転トルクの関係」（図６）
本回転評価試験では以下の構成条件による玉軸受を使用した。
（ａ）実施品
軸受型番：６００８（内径φ４０ｍｍ×外径φ６８ｍｍ×厚み１５ｍｍ）
外輪軌道溝３ａの曲率半径ＲＯを転動体４の直径Ｄで除した値を百分率で表わした値：５３％
内輪軌道溝２ａの曲率半径ＲＩを転動体４の直径Ｄで除した値を百分率で表わした値：５２％
ラジアルすきま：−０．０１ｍｍ〜０．０５ｍｍ
ラジアル荷重Ｆｒ：０．０５Ｃｒ（Ｃｒ：ラジアル軸受の基本動定荷重）
回転速度：毎分３０００回転
（ｂ）比較品
軸受型番：６００８（内径φ４０ｍｍ×外径φ６８ｍｍ×厚み１５ｍｍ）
外輪軌道溝３ａの曲率半径ＲＯを転動体４の直径Ｄで除した値を百分率で表わした値：５１％
内輪軌道溝２ａの曲率半径ＲＩを転動体４の直径Ｄで除した値を百分率で表わした値：５１％
ラジアルすきま：−０．０１ｍｍ〜０．０５ｍｍ
ラジアル荷重Ｆｒ：０．０５Ｃｒ（Ｃｒ：ラジアル軸受の基本動定荷重）
回転速度：毎分３０００回転
本回転評価試験では以下の構成条件による玉軸受を使用した。
（ａ）実施品
軸受型番：６００８（内径φ４０ｍｍ×外径φ６８ｍｍ×厚み１５ｍｍ）
外輪軌道溝３ａの曲率半径ＲＯを転動体４の直径Ｄで除した値を百分率で表わした値：５３％
内輪軌道溝２ａの曲率半径ＲＩを転動体４の直径Ｄで除した値を百分率で表わした値：５２％
ラジアルすきま：−０．０１ｍｍ〜０．０５ｍｍ
ラジアル荷重Ｆｒ：０．０５Ｃｒ（Ｃｒ：ラジアル軸受の基本動定荷重）
回転速度：毎分３０００回転
（ｂ）比較品
軸受型番：６００８（内径φ４０ｍｍ×外径φ６８ｍｍ×厚み１５ｍｍ）
外輪軌道溝３ａの曲率半径ＲＯを転動体４の直径Ｄで除した値を百分率で表わした値：５１％
内輪軌道溝２ａの曲率半径ＲＩを転動体４の直径Ｄで除した値を百分率で表わした値：５１％
ラジアルすきま：−０．０１ｍｍ〜０．０５ｍｍ
ラジアル荷重Ｆｒ：０．０５Ｃｒ（Ｃｒ：ラジアル軸受の基本動定荷重）
回転速度：毎分３０００回転
本回転評価試験では、各ラジアルすきまにおける回転トルクを比較することができ、回転トルクが低いほど玉軸受が円滑に回転してフリクションロスが低いことになる。
試験結果のグラフからは、回転トルクは、比較例では、ラジアルすきまが−０．０１ｍｍ時には０．０６５Ｎ・ｍであり、ラジアルすきまが０ｍｍ時には０．０４２Ｎ・ｍであり、ラジアルすきまが０．０１ｍｍ時には０．０３５Ｎ・ｍであり、ラジアルすきまが０．０２ｍｍ時には０．０３３Ｎ・ｍであり、ラジアルすきまが０．０３ｍｍ時には０．０３２Ｎ・ｍであり、ラジアルすきまが０．０４ｍｍ時には０．０３１Ｎ・ｍであり、ラジアルすきまが０．０５ｍｍ時には０．０３０Ｎ・ｍであることが確認された。また、回転トルクは、実施品では、ラジアルすきまが−０．０１ｍｍ時には０．０５２Ｎ・ｍであり、ラジアルすきまが０ｍｍ時には０．０３６Ｎ・ｍであり、ラジアルすきまが０．０１ｍｍ時には０．０３１Ｎ・ｍであり、ラジアルすきまが０．０２ｍｍ時には０．０２９Ｎ・ｍであり、ラジアルすきまが０．０３ｍｍ時には０．０２８Ｎ・ｍであり、ラジアルすきまが０．０４ｍｍ時には０．０２７Ｎ・ｍであり、ラジアルすきまが０．０５ｍｍ時には０．０２６Ｎ・ｍであることが確認された。
すなわち、全てのラジアルすきまにおいて、比較例に比べて実施品の方が回転トルクが小さいので、円滑な回転が得られ、フリクションロスが低いことが証明された。またさらに、ラジアルすきまが０．０１ｍｍより小さくなると急激に増大することが確認された。また、この実験において、ラジアルすきまが０．０４ｍｍより大きくなると玉軸受の振動が大きくなることが確認された。これにより、ラジアルすきまの最適値が０．０１０〜０．０４０ｍｍであることが証明された。
試験結果のグラフからは、回転トルクは、比較例では、ラジアルすきまが−０．０１ｍｍ時には０．０６５Ｎ・ｍであり、ラジアルすきまが０ｍｍ時には０．０４２Ｎ・ｍであり、ラジアルすきまが０．０１ｍｍ時には０．０３５Ｎ・ｍであり、ラジアルすきまが０．０２ｍｍ時には０．０３３Ｎ・ｍであり、ラジアルすきまが０．０３ｍｍ時には０．０３２Ｎ・ｍであり、ラジアルすきまが０．０４ｍｍ時には０．０３１Ｎ・ｍであり、ラジアルすきまが０．０５ｍｍ時には０．０３０Ｎ・ｍであることが確認された。また、回転トルクは、実施品では、ラジアルすきまが−０．０１ｍｍ時には０．０５２Ｎ・ｍであり、ラジアルすきまが０ｍｍ時には０．０３６Ｎ・ｍであり、ラジアルすきまが０．０１ｍｍ時には０．０３１Ｎ・ｍであり、ラジアルすきまが０．０２ｍｍ時には０．０２９Ｎ・ｍであり、ラジアルすきまが０．０３ｍｍ時には０．０２８Ｎ・ｍであり、ラジアルすきまが０．０４ｍｍ時には０．０２７Ｎ・ｍであり、ラジアルすきまが０．０５ｍｍ時には０．０２６Ｎ・ｍであることが確認された。
すなわち、全てのラジアルすきまにおいて、比較例に比べて実施品の方が回転トルクが小さいので、円滑な回転が得られ、フリクションロスが低いことが証明された。またさらに、ラジアルすきまが０．０１ｍｍより小さくなると急激に増大することが確認された。また、この実験において、ラジアルすきまが０．０４ｍｍより大きくなると玉軸受の振動が大きくなることが確認された。これにより、ラジアルすきまの最適値が０．０１０〜０．０４０ｍｍであることが証明された。
１ 玉軸受
２ 内輪
２ａ 内輪軌道溝
３ 外輪
３ａ 外輪軌道溝
ＲＯ 外輪の軌道溝の曲率半径
ＲＩ 内輪の軌道溝の曲率半径
Ｄ 転動体の直径
２ 内輪
２ａ 内輪軌道溝
３ 外輪
３ａ 外輪軌道溝
ＲＯ 外輪の軌道溝の曲率半径
ＲＩ 内輪の軌道溝の曲率半径
Ｄ 転動体の直径
Claims (2)
- 相対回転可能に対向して配置された内輪及び外輪と、該内輪と外輪の対向面にそれぞれ形成された軌道溝間に転動自在に組み込まれた複数の転動体とを備えた玉軸受において、
外輪の軌道溝の曲率半径を転動体の直径で除した値を百分率で表わした値が５３％〜５６％、
内輪の軌道溝の曲率半径を転動体の直径で除した値を百分率で表わした値が５２％〜５５％、かつ、
軸受残留ラジアルすきまが０．０１０〜０．０４０ｍｍであることを特徴とする玉軸受。 - 自動車の減速機構の出力軸を支持することを特徴とする請求項１に記載の玉軸受。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2006291304A JP2008106869A (ja) | 2006-10-26 | 2006-10-26 | 玉軸受 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2006291304A JP2008106869A (ja) | 2006-10-26 | 2006-10-26 | 玉軸受 |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2008106869A true JP2008106869A (ja) | 2008-05-08 |
Family
ID=39440383
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2006291304A Pending JP2008106869A (ja) | 2006-10-26 | 2006-10-26 | 玉軸受 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP2008106869A (ja) |
Cited By (8)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2013167346A (ja) * | 2012-02-17 | 2013-08-29 | Nsk Ltd | 転がり軸受 |
| US9206490B2 (en) | 2011-12-08 | 2015-12-08 | Ntn Corporation | Bearing part, rolling bearing, and methods of manufacturing them |
| CN105673681A (zh) * | 2016-04-12 | 2016-06-15 | 宁波市镇海银球轴承有限公司 | 一种新型连体轴承 |
| US10087989B2 (en) | 2013-06-06 | 2018-10-02 | Ntn Corporation | Bearing component and rolling bearing |
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-
2006
- 2006-10-26 JP JP2006291304A patent/JP2008106869A/ja active Pending
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| CN111512064A (zh) * | 2018-01-31 | 2020-08-07 | 株式会社三共制作所 | 凸轮装置 |
| CN111512064B (zh) * | 2018-01-31 | 2023-06-23 | 株式会社三共制作所 | 凸轮装置 |
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