JP2015169258A

JP2015169258A - アンギュラ玉軸受および機械装置

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Publication number: JP2015169258A
Application number: JP2014044116A
Authority: JP
Inventors: 坂口　智也; Tomoya Sakaguchi; 智也坂口; 英之筒井; Hideyuki Tsutsui
Original assignee: NTN Corp; NTN Toyo Bearing Co Ltd
Current assignee: NTN Corp
Priority date: 2014-03-06
Filing date: 2014-03-06
Publication date: 2015-09-28
Anticipated expiration: 2034-03-06
Also published as: JP6351307B2

Abstract

【課題】簡便な構成によって外輪の傾きを防止して剛性の低下を防止することが可能なアンギュラ玉軸受および機械装置を提供する。【解決手段】アンギュラ玉軸受１は、内輪４と、当該内輪４の軌道面に接触する転動体としての玉３と、当該転動体に接触する外輪２とを備える。アンギュラ玉軸受１の荷重作用点Ｏ側の外輪２の端面１３の位置が、荷重作用点Ｏより軸受中心から軸方向外側に位置する。このようにすれば、軸方向における外輪２の長さを十分長く取ることができるので、ハウジング５に対する外輪２の傾きの発生を防止でき、外輪２の傾きに起因する剛性の低下を防止できる。【選択図】図７

Description

この発明は、アンギュラ玉軸受および機械装置に関し、より特定的には、剛性を高めたアンギュラ玉軸受および当該アンギュラ玉軸受を用いた機械装置に関する。

工作機械、ロケットエンジン用ターボポンプおよびダイナモメータなどの機械装置における高速回転軸の支持には、アンギュラ玉軸受が用いられることが多い。また、回転速度が高い場合、あるいは、軸受周辺の温度変化が大きい場合、定位置予圧ではなく、ばねによる定圧予圧機構が用いられる（たとえば、特開２００２−２５４３０４号公報参照）。

ここで、従来の機械装置における回転軸の支持機構では、引用文献１の図１のように、一定のアキシアル荷重により予圧を与えたアンギュラ玉軸受が用いられている。ここで、ばねによるアキシアル荷重を受ける軸受の外輪は、機械装置のハウジングに対してすきまばめで勘合され、軸方向に移動できるようになっている。しかし、外輪は、ハウジングに対してわずかに傾きの自由度を有しており、ラジアル荷重が作用すると傾く。そして、この傾きにより回転軸のラジアル変位が増すため、結果として剛性の低下につながる（M. F. Butner, et.al.、 "THE INFLUENCE OF MOUNTING COMPLIANCE AND OPERATING CONDITIONS ON THE RADIAL STIFFNESS OF BALL BEARINGS:ANALYTIC AND TEST RESULTS"、 DE-Vol.35、 Rotating Machinery and Vehicle Dynamics、ASME 1991）。剛性の低下は工作機用主軸の振れ回り半径の増大（つまり加工精度の低下）や回転体の危険速度の予測精度の低下につながる。

外輪の傾きを防止して剛性低下を防止しつつ、定圧予圧機構を成立させるためには、たとえば特開２００９−２８８０３号公報の図２に示すように、外輪が挿入される軸受スリーブと外輪とのすきまをしまりばめとし、軸受スリーブにアキシアル予圧を与えるといった構成を用いることができる。

特開２００２−２５４３０４号公報特開２００９−２８８０３号公報

M. F. Butner, et.al.、 "THE INFLUENCE OF MOUNTING COMPLIANCE AND OPERATING CONDITIONS ON THE RADIAL STIFFNESS OF BALL BEARINGS:ANALYTIC AND TEST RESULTS"、 DE-Vol.35、 Rotating Machinery and Vehicle Dynamics、ASME 1991

しかし、上述のような構成を採用する場合、部品として軸受スリーブを新たに追加する必要があるため、部品点数や必要なスペースが増加し、装置構成が複雑化するという問題がある。

この発明は、上記のような課題を解決するために成されたものであり、この発明の目的は、簡便な構成によって外輪の傾きを防止して剛性の低下を防止することが可能なアンギュラ玉軸受および機械装置を提供することである。、

この発明に従ったアンギュラ玉軸受は、内輪と、当該内輪の軌道面に接触する転動体と、当該転動体に接触する外輪とを備える。荷重作用点が存在する側の外輪の端面の軸方向位置が、この荷重作用点より軸受中心から外側に位置する。

この発明に従った機械装置は、回転軸と、当該回転軸の周囲に配置されたハウジングと、上記アンギュラ玉軸受とを備える。上記アンギュラ玉軸受は、ハウジングに対して回転軸を支持する。

この発明に従った機械装置は、回転軸と、ハウジングと、アンギュラ玉軸受と、予圧部材とを備える。ハウジングは、回転軸の周囲に配置される。アンギュラ玉軸受は、ハウジングに対して回転軸を支持する。アンギュラ玉軸受は、内輪と、転動体と、外輪とを含む。内輪は回転軸の外周面上に位置する。転動体は内輪の軌道面に接触する。外輪は、転動体に接触するとともに、ハウジングに接触する。予圧部材は、外輪に接触するとともに、ハウジングに接触し、外輪に予圧を負荷する。予圧部材の最大幅は、外輪の最大幅より大きい。

本発明によれば、アンギュラ玉軸受においてラジアル荷重が作用した場合でも、外輪の傾きを防止し、その結果剛性の低下を防止できる。

アンギュラ玉軸受の外輪に生じるモーメントの釣り合いを説明するための模式図である。アンギュラ玉軸受においてアキシアル予圧およびラジアル荷重が負荷された状態を説明するための模式図である。２Ｋ／（πμ）とｃｏｓτとの関係をしめずグラフである。アキシアル荷重下のラジアル荷重とラジアル変位および外輪の傾き角の関係を示すグラフである。アキシアル荷重下のラジアル荷重とラジアル変位および外輪の傾き角の関係を示すグラフである。ラジアル荷重とラジアル剛性との関係を示すグラフである。実施の形態１に従ったアンギュラ玉軸受を示す模式図である。実施の形態２に従ったアンギュラ玉軸受を示す模式図である。実施の形態３に従ったアンギュラ玉軸受を示す模式図である。

発明者は、本願発明を完成するにあたり、アンギュラ玉軸受の外輪の傾きおよびその影響について詳細に検討した。そこで、まずアンギュラ玉軸受の外輪の傾きの発生機構およびその影響について説明する。

外輪の傾きを検討するために、発明者は外輪に生じるモーメントのつり合いを考えた。図１および図２を参照して、アンギュラ玉軸受における外輪のモーメントを考える。

図１を参照して、アンギュラ玉軸受１が回転軸６とハウジング５との間に配置されている。アンギュラ玉軸受１は、回転軸６に接触する内輪４と、転動体としての玉３と、ハウジング５に接する外輪２とを含む。外輪２はハウジング５にすきまばめで挿入されている。外輪２の幅面にはアキシアル予圧を負荷するためのばね７が接触している。ここで、アンギュラ玉軸受の初期接触角α_０と、荷重作用点Ｏとを図１のように規定する。図１では、荷重作用点Ｏが軸受１の外輪２の端面１３よりも外側に位置している場合を示す。

図１に示した軸受において、アキシアル予圧およびラジアル荷重が負荷した場合の軸受の状態を図２に示す。内輪４にはアキシアル予圧Ｆ_ａおよびラジアル荷重Ｆ_ｒが作用する。外輪２には転動体としての玉３からの接触荷重Ｆ_ｅｎ、ハウジング５の内径面からの力Ｆ_ｒおよび予圧用のばね７からの力Ｆ_ＳＣが作用する。図１および図２に示すアンギュラ玉軸受１において、内輪の溝曲率中心の半径Ｒ_ｉおよび外輪の溝曲率中心の半径Ｒ_ｅ、外輪外径の半径Ｒ_ｏ、ハウジング内径の半径Ｒ_ｈ、ばね７の接触部の半径Ｒ_ｓ、外輪２の幅Ｌ_ｅ、外輪２の溝中心から端面までの幅Ｌ_ｌｅ、外輪２のチャンファの幅Ｌ_ｃを考える。そして、回転軸６には、アキシアル荷重Ｆ_ａおよびラジアル荷重Ｆ_ｒが作用する。この場合、外輪２に作用する力には、以下の関係が成立する。

ここで、Ｆ_ｅｎはｎ番目の玉３から外輪２に作用する荷重、α_ｎはｎ番目の玉３の接触角、Ψ_ｎはＸ軸とｎ番目の玉３の角度である。荷重作用点Ｏ周りの外輪２のモーメントのつり合い式は次式となる。

ここで、Ｍ_ｒｌはハウジング５から外輪２に作用するモーメント、Ｍ_ＳＣはばね７から外輪２に作用するモーメントである。上記荷重Ｆ_ｅｎおよび接触角α_ｎは次式で与えられる。なお、以下の式は、たとえば「転がり軸受工学」、転がり軸受工学編集委員会編、養賢堂発行（１９７８）、P.283-285などの記載に基づき導くことができる。

ここで、上記数式（４）、数式（５）中の変数は、次式で与えられる。

上記数式において、δ_ｒは外輪２に対する内輪４のラジアル変位、δ_ａは外輪２に対する内輪４のアキシアル変位、θ_ｅはラジアル荷重線に直交する軸まわりの外輪２に対する内輪４の傾き角、ｆ_ｉおよびｆ_ｅは内輪４および外輪２の軌道溝半径と玉直径の比、Ｄ_ａは玉直径を意味する。また、上記数式（４）中のｋは軸受の幾何形状、寸法、材質によって決まる接触定数であり、次式で与えられる。

ここで、ｋ_ｉおよびｋ_ｅは内輪側および外輪側の接触部における非線形ばね定数であり、次式で与えられる。

ここで、Ｅ^*は軌道ところの材料の等価弾性係数、２Ｋ／(πμ)は補助変数ｃｏｓτによって決まる定数、Σρは主曲率の和である。２Ｋ／(πμ)とｃｏｓτには図３に示す関係がある。ここで、図３の横軸はｃｏｓτを示し、縦軸は２Ｋ／(πμ)を示す。なお、補助変数ｃｏｓτ_ｉ、ｃｏｓτ_ｅは次式で与えられる。

ここで、ｆは玉直径に対する軌道溝半径の比である。上記数式中のΣρ_ｉおよびΣρ_ｅは、次式で与えられる。

図２に示すように、外輪２の傾き角θｅ（＜０）を考えると、ハウジング５と外輪外径面での接触に生じるモーメントＭ_ｒｌは次式のように表される。

ここで、θ_ｅは微小なため、ｓｉｎθ_ｅ≒θ_ｅおよびｃｏｓθ_ｅ≒１と近似した。また、ばね７と外輪２端面での接触により生じるモーメントＭ_ＳＣは次式のように表される。

ここで、ｋ_ｓはばね７のばね定数、δ_ａ０はアキシアル荷重により生じるばね７の平均変位量である。

よって、数式(３)は、次式のように書き表される。

アンギュラ玉軸受１の外輪２の傾き角θ_ｅは、上述した数式（１）、（２）、（４）、（５）および（１３）を連立して解けば、求められる。この場合、軸受諸元、ばね７のばね定数ｋ_ｓ、アキシアル荷重Ｆ_ａ、ラジアル荷重Ｆ_ｒが入力条件であり、出力変数は外輪２の傾き角θ_ｅ、外輪に対する内輪のアキシアル変位δ_ａ、外輪に対する内輪のラジアル変位δ_ｒ、ｎ番目の玉の接触角α_ｎ、ｎ番目の玉から外輪に作用する荷重Ｆ_ｅｎである。

ここで、上記の計算式の妥当性を確認するために行った実験結果を図４および図５を参照して説明する。

図４は、アンギュラ玉軸受（型番７２０９）にアキシアル荷重Ｆ_ａを４０００Ｎ負荷し、さらにラジアル荷重を変えながら測定したラジアル変位および外輪の傾き角である。また、図５は、同じアンギュラ玉軸受にアキシアル荷重を８０００Ｎ負荷し、さらにラジアル荷重を変えながら測定したラジアル変位および外輪の傾き角である。また、外輪の傾き角をゼロに固定した場合と、測定して得られた外輪の傾き角を計算の入力値として求めたラジアル変位計算値も併せて示している。なお、図４および図５の横軸はラジアル荷重（単位：Ｎ）を示し、左側の縦軸はラジアル変位（単位：ｍｍ）、右側の縦軸は傾き角（単位：ｍｒａｄ）をそれぞれ示している。図４および図５からもわかるように、外輪の傾き角を計算に反映させることで、ラジアル変位の計算値は実測値とよく一致した。

上記の計算結果をもとに、アンギュラ玉軸受のラジアル剛性を整理すると図６のようになる。図６において、横軸はラジアル荷重（単位：Ｎ）を示し、縦軸はラジアル剛性（単位：Ｎ／ｍｍ）を示している。図６からわかるように、外輪が傾くことで、ラジアル剛性は低下し、特にラジアル荷重の小さい領域では、外輪が傾くことによってラジアル剛性は大幅に低下する。

次に、発明者は、上述した数式に基づき、アンギュラ玉軸受において外輪２の傾きを低減できる軸受形状について、以下のように検討した。

まず、上述した数式（１３）を外輪の傾き角θ_ｅについて整理すれば、次の数式（１４）が得られる。

アンギュラ玉軸受においては、ラジアル荷重のわずかな変化に対する接触角の変化は比較的小さいため、ｓｉｎ（α_０−α_ｎ）のかかる項を無視すれば、上記数式（１４）から下記の数式（１５）が得られる。

外輪の傾き角θ_ｅをゼロに近づけるには、上述した数式から、Ｒ_ｅｔａｎα_０＝Ｌ_ｃとなればよい。この“Ｒ_ｅｔａｎα_０＝Ｌ_ｃ”はハウジングと傾いた外輪が接触した場合に図２のように外輪の端面部でラジアル荷重が外輪に作用することを前提としたものである。すなわち、外輪幅面（端面）と荷重作用点が軸方向に一致することを意味する。しかしながら、実際には、外輪の傾きが減少すると、ハウジングと外輪の外径面の接触部は、軸方向に向かって広がるため、これを満たしても外輪の傾きが完全にゼロになるわけではない。よって、さらに好ましくは、外輪の外径円筒部が軸方向に長いほど、外輪の傾きは実際上、小さくなることは明らかで、次式の関係を満たすことである。

上述のような検討結果に基づき、本発明の実施形態に係るアンギュラ玉軸受を説明する。

（実施の形態１）
図７を参照して、本実施形態に係るアンギュラ玉軸受１は機械装置に組込まれており、回転軸６とハウジング５との間に配置されている。アンギュラ玉軸受５は、回転軸６に接触する内輪４と、内輪４の外周表面に形成された転送面としての溝に接する転動体としての玉３と、玉３に接するとともにハウジング５に接する外輪２とを備える。外輪２の幅面にはアキシアル予圧を負荷するためのばね７が接触している。

図７に示したアンギュラ玉軸受１では、外輪２の幅が従来の軸受より広くなっており、当該外輪２の端面１３の位置が荷重作用点Ｏより軸方向での外側に配置されている。このようにすれば、上記の数式（１６）を満たすことになるので、外輪２とハウジング５との接触面積を大きくできるので、外輪２の傾きの発生を防止できる。このため、ラジアル剛性の低下を防止できる。

なお、図７に示したアンギュラ玉軸受１では、外輪の幅がこれまでの軸受に比べ広いため、外径面の研磨面積が増し、研磨工数の増加と外輪自体の研磨時の温度上昇が懸念される。そのため、端面１３に連ならない研磨盗み１４が外輪外径面にあるといった構成を採用できる。

（実施の形態２）
図８を参照して、本実施の形態に係るアンギュラ玉軸受１は、基本的には図７に示したアンギュラ玉軸受１と同様の構成を備えるが、外輪２に当該外輪２とは別部材である補助部材２２が接続されている。補助部材２２はリング状の部材であって、図８の外輪２と補助部材２２とが接続された接合体全体で、図７に示した外輪２と同様にハウジング５との接触面積を大きくしている。補助部材２２の端面２３の位置は、荷重作用点Ｏより軸方向での外側に配置されている。このようにしても、接合体全体で数式（１６）を満たすことになるため、図７に示したアンギュラ玉軸受１と同様に外輪２の傾きを抑制し、ラジアル剛性の低下を防止できる。

なお、補助部材２２は、外輪２の内径部に嵌合または接着により結合してもよい。ここで、補助部材２２は、玉３と直接接触しないため、外輪２よりも温度変化が小さい。そのため、常温におけるハウジング５と補助部材２２との隙間を、外輪２とハウジング５との隙間よりも小さくすると、常温時から外輪２の傾きをより効果的に抑制することができる。

さらに、図８に示したアンギュラ玉軸受１では、補助部材２２の外径面に図７の外輪の場合と同様に研磨盗みがあるといった構成を採用できる。

さらに、外輪２としては一般的な外輪も利用できるように、補助部材２２の嵌合面形状が、一般的な外輪２の内径面にぴったりと嵌合する形状にすることが好ましい。

（実施の形態３）
図９を参照して、本実施の形態に係るアンギュラ玉軸受１は、基本的には図８に示したアンギュラ玉軸受１と同様の構成を備えるが、外輪２に当該外輪２とは別部材である予圧部材３２が接続されている。予圧部材３２はばね７により外輪２に予圧を負荷している。図８の予圧部材３２は、これ単体でハウジング５の内径面に対し、傾きが小さくなる形状とされている。この傾きにくい予圧部材３２が外輪２に接触し、この接触部で外輪２の傾きを拘束することで、外輪２の傾きを抑制し、ラジアル剛性の低下を防止できる。

ここで、外輪２と予圧部材３２との接触部の接触剛性が、数式（１４）のｋ_ｓに相当する。そのため、ｋ_ｓの絶対値が大きければ、外輪２の傾きを抑制することができる。このため、予圧部材３２とハウジング５との隙間は、外輪２とハウジング５との隙間よりも小さくする必要がある。また、予圧部材３２の軸方向における幅Ｌ１は外輪２の幅Ｌ２よりも広くすることが好ましい。

さらに、予圧部材３２の幅Ｌ１は軸受の幅Ｌ２よりも広いため、外径面の中央部に研磨盗みが設けてあるといった構成を採用できる。また、外輪２と比べ、予圧部材３２は、発熱源である玉と軌道面の接触部から離れているため、温度上昇し難い。よって、予圧部材３２とハウジング５の間の隙間は、外輪２とハウジング５の間の隙間よりも小さくしても、しまりばめになることはなく、スムーズに予圧を外輪２に負荷することができる。これによって、予圧部材３２はより傾きにくくなる。

また、予圧部材３２を外輪２と接着材などで一体化すれば、予圧部材３２単独の場合よりも傾きがさらに減少し、ラジアル剛性を向上できる。

ここで、上述した実施の形態と一部重複する部分もあるが、本発明の特徴的な構成を列挙する。

この発明に従ったアンギュラ玉軸受１は、内輪４と、当該内輪４の軌道面に接触する転動体としての玉３と、当該転動体に接触する外輪２とを備える。図７や図８に示すように、アンギュラ玉軸受１の荷重作用点Ｏ側の外輪２の端面１３の位置が、荷重作用点Ｏより軸受中心から軸方向外側に位置する。

このようにすれば、軸方向における外輪２の長さを十分長く取ることができるので、アンギュラ玉軸受１が組みつけられるハウジング５と外輪２との接触部の軸方向における長さを十分大きくすることができる。この結果、ハウジング５に対する外輪２の傾きの発生を防止でき、外輪２の傾きに起因する剛性の低下を防止できる。このため、軸受スリーブなどの追加の部品を用いることなく、アンギュラ玉軸受１が本来有するラジアル剛性を十分に発揮させることができる。

さらに、上記アンギュラ玉軸受１が組込まれた回転機械などの機械装置の固有振動数を向上させることができる。また、外輪２の傾きが防止されるため、理論的に求めたラジアル剛性が実際の機械装置においても比較的高い精度で適用できる（有効になる）。このため、設計時に想定されていなかったような共振問題の発生を回避できる。また、この効果は、特にラジアル荷重の小さい領域で顕著に表れる。

上記アンギュラ玉軸受１において、図８に示すように、外輪は、第１部分（図８の外輪２）と第２部分（図８の補助部材２２）とを含む。第１部分（図８の外輪２）は、転動体（玉３）が接触する円筒状の部分であってもよい。第２部分（補助部材２２）は、第１部分に接続され、上記端面２３を有していてもよい。この場合、第１部分として従来の一般的なアンギュラ玉軸受１の外輪２を用い、第２部分として第１部分に接続され、外輪の軸方向における長さを延長するための補助部材２２を用いることができる。この結果、従来の構成のアンギュラ玉軸受（外輪２の軸方向における端部が荷重作用点Ｏより軸受中心側に位置する軸受）に、上記追加部材２２を接続することで本実施形態に従ったアンギュラ玉軸受１を実現できる。

上記アンギュラ玉軸受１において、外輪の第２部分（補助部材２２）の外径面の最大直径Ｄ１は、外輪の第１部分（図８の外輪２）の外径面の最大直径Ｄ２より大きくてもよい。第１部分に発熱源があるため、第２部分は第１部分よりも温度が上がりにくいためである。この場合、アンギュラ玉軸受１が設置されるハウジング５などの部材と第２部分（補助部材２２）との隙間が狭いために、外輪２の傾きをより確実に防止できる。

この発明に従った機械装置は、図７や図８に示すように、回転軸６と、当該回転軸６の周囲に配置されたハウジング５と、上記アンギュラ玉軸受１とを備える。上記アンギュラ玉軸受１は、ハウジング５に対して回転軸６を支持する。このようにすれば、アンギュラ玉軸受１の外輪２の傾きが防止されるため、当該アンギュラ玉軸受１の剛性（特にラジアル剛性）の低下が防止され、機械装置の回転軸６を支持する構造について高い剛性を得ることができる。

この発明に従った機械装置は、図９に示すように、回転軸６と、ハウジング５と、アンギュラ玉軸受１と、予圧部材３２とを備える。ハウジング５は、回転軸６の周囲に配置される。アンギュラ玉軸受１は、ハウジング５に対して回転軸６を支持する。アンギュラ玉軸受１は、内輪４と、玉３と、外輪２とを含む。内輪４は回転軸６の外周面上に位置する。玉３は内輪４の軌道面に接触する。外輪２は、玉３に接触するとともに、ハウジングに接触する。予圧部材３２は、外輪２に接触するとともに、ハウジング５に接触し、外輪２に予圧を負荷する。上記機械装置は、予圧部材３２の外径面の最大幅（幅Ｌ１）が外輪２の外径面の最大幅（幅Ｌ２）より大きいという第１の条件と、予圧部材３２の外径面の最大直径Ｄ３が外輪２の外径面の最大直径Ｄ２より大きいという第２の条件との少なくともいずれか一方を満たす。

予圧部材３２とハウジング５および外輪２とハウジング５の間のそれぞれの隙間が同じ場合でも、このようにすれば、予圧部材３２の傾きは外輪２よりも小さくなる。そして、この傾きの小さい予圧部材３２と外輪２はアキシアル予圧により接触しているため、予圧部材３２を用いて外輪２の傾きを防止できる。この結果、機械装置の回転軸６を支持する構造について高い剛性を得ることができる。

上記機械装置では、予圧部材３２の幅Ｌ１は外輪２の幅Ｌ２より大きいほどよい。あるいはハウジングに対する予圧部材３２の隙間が、外輪２のそれよりも小さいほどよい。この場合、外輪２の傾きをより確実に防止できる。このため、アンギュラ玉軸受１の剛性の低下を果実に防止できる。

上記機械装置では、予圧部材３２が外輪２と一体接合されていてもよい。この場合、予圧部材３２と外輪２とが接合されていない場合よりさらに外輪２の傾きを小さくでき、ラジアル剛性を向上させることができる。

今回開示された実施の形態はすべての点で例示であって、制限的なものではないと考えられるべきである。本発明の範囲は上記した説明ではなく特許請求の範囲によって示され、特許請求の範囲と均等の意味、および範囲内でのすべての変更が含まれることが意図される。

本発明は、工作機械など剛性の向上が求められる機械装置に適用されるアンギュラ玉軸受に特に有利に適用される。

１アンギュラ玉軸受、２，１２外輪、３玉、４内輪、５ハウジング、６回転軸、７ばね、１３，２３端面、２２補助部材、３２予圧部材。

Claims

内輪と、
前記内輪の軌道面に接触する転動体と、
前記転動体に接触する外輪とを備え、
軸受の荷重作用点側の前記外輪の端面の位置が、前記荷重作用点より軸受中心から軸方向外側に位置する、アンギュラ玉軸受。
前記外輪は、
前記転動体が接触する円筒状の第１部分と、
前記第１部分に接続され、前記端面を有する第２部分とを含む、請求項１に記載のアンギュラ玉軸受。
前記外輪の径方向における前記第２部分の外径面の直径は、前記外輪の前記第１部分の外径面の直径より大きい、請求項２に記載のアンギュラ玉軸受。
回転軸と、
前記回転軸の周囲に配置されたハウジングと、
前記ハウジングに対して前記回転軸を支持する、請求項１〜３のいずれか１項に記載のアンギュラ玉軸受とを備える、機械装置。
回転軸と、
前記回転軸の周囲に配置されたハウジングと、
前記ハウジングに対して前記回転軸を支持するアンギュラ玉軸受とを備え、
前記アンギュラ玉軸受は、
前記回転軸の外周面上に位置する内輪と、
前記内輪の軌道面に接触する転動体と、
前記転動体に接触するとともに、前記ハウジングに接触する外輪とを含み、さらに、
前記外輪に接触するとともに、前記ハウジングに接触し、前記外輪に予圧を負荷する予圧部材を備え、
前記予圧部材の外径面の最大幅が前記外輪の外径面の最大幅より大きいという第１の条件と、前記予圧部材の外径面の直径が前記外輪の外径面の直径より大きいという第２の条件との少なくともいずれか一方を満たす、機械装置。
前記予圧部材が前記外輪と一体接合された、請求項５に記載の機械装置。