JP2016070391A - 転がり軸受及び車輪支持用転がり軸受ユニット - Google Patents

Abstract

【課題】高周波焼入れによる硬化層を形成した転がり軸受及び車輪支持用転がり軸受ユニットにおいて、静定格荷重を超える大きな荷重が作用する場合があることや、実際の塑性変形量を考慮して硬化層品質を最適化する。
【解決手段】少なくとも外輪軌道面が高周波焼入れ処理されており、５００ＨＶとなる有効硬化層深さ（Ｙ_０）と、外輪と転動体とが接触する最大接触面圧が４．２ＧＰａのときに、外輪及び転動体の内部の最大せん断応力深さ（Ｚ_０）とが「（Ｙ_０／Ｚ_０）≧８」を満足する転がり軸受、並びに前記転がり軸受を備えるとともに、転動体の直径（Ｄ）に対して「０．２５Ｄ≦Ｙ_０＜０．３６Ｄ」を満足する車輪支持用転がり軸受ユニット。
【選択図】図１

Description

本発明は転がり軸受、並びに前記転がり軸受を備える車輪支持用転がり軸受ユニットに関する。

転がり軸受では、停止中に大きな荷重を受けると、軌道輪と転動体との間にＨｅｒｔｚ接触が生じ、その接触部に永久変形（ブリネル圧痕）が生じることが多い。そして、この永久変形量が大きくなると、転がり軸受の音響・振動特性が悪化するばかりでなく、場合によっては応力集中源として作用し、剥離や割れ等の損傷を引き起こす懸念が高まる。そのため、転がり軸受には、静止時に受けることができる許容荷重（静定格荷重）が定められており、ＪＩＳ １５１９ではこの静定格荷重を４．２ＧＰａの接触面圧となる荷重であると定義している。

一方で環境問題や省エネルギーの観点から、産業機械や自動車の燃費向上が重要視されており、転がり軸受の小型化への要望は益々高まっている。転がり軸受の小型化には、転がり疲れ寿命に加え、静定格荷重を超える荷重が負荷されることを想定して材料の変形抵抗性を向上させることが必須である。

このような観点から、例えば特許文献１では、ＳＵＪ２に浸炭窒化した後、２４０〜３００℃で焼き戻しを施した軸受部材を用いることによって、塑性変形抵抗性を向上させることを提案している。また、特許文献２では、繰り返し高周波焼入れにより結晶粒を微細化し、降伏強さを向上させることにより、耐圧痕性を向上した鋼部材を提案している。

しかしながら、例えば自動車や鉄道の車輪支持用転がり軸受ユニットでは、高周波焼入れ処理して軌道面の表層部に硬化層が形成されているのが一般的であるが、特許文献１では心部まで焼入れ硬化を施すことを前提としており、このような用途には適用できない。高周波焼入れでは、被加工物の誘導コイルと対面する箇所がある一定の深さで加熱され、誘導コイルの移動に伴ってほぼ一定の深さの硬化層が表層部に形成されるため、心部の硬さはそのままである。

また、車輪支持用転がり軸受ユニットでは、軌道面と転動体とのＨｅｒｔｚ接触によって軌道輪の内部に生じるせん断応力分布を弾性計算によって求め（例えば、非特許文献１参照）、そのせん断応力分布よりも材料強度が上回るように硬化層深さ、一般的には硬さが５００ＨＶとなる有効硬化層深さを決定している。しかしながら、引用文献２では、硬化部の変形抵抗性のみに着目しており、このような硬化層の深さについて考慮されていない。

更に、実際には塑性変形が生じることを考慮すると弾性計算だけでは不十分であり、転動体との接触により生じる塑性変形量を考慮して、硬化層の品質を決定することが理想的である。また、自動車では縁石の衝突や乗り上げ等により、静定格荷重を超える応力が作用する場合があり、その場合内輪に比べて外輪により大きな変形が生じてブリネル圧痕が形成されることが多い。そのため、硬化層の品質は外輪に作用する最大せん断応力深さを考慮して決定することが望ましい。しかしながら、特許文献１、２を含め、従来ではこれらについての検討も十分ではない。

特開２０１２−１０７６７５号公報 特開２００８−２９１３４１号公報

Smith, J, O., Liu, C. K. and Ill U., "Stress Due to Tangential and Normal Loads on an Elastic Solid With Application to Some Contact Stress Problems", Transaction of the ASME, Journal of Applied Mechanics, Vol.20,(1953), pp.157-166

本発明はこのような状況に鑑みてなされたものであり、高周波焼入れによる硬化層を形成した転がり軸受及び車輪支持用転がり軸受ユニットにおいて、静定格荷重を超える大きな荷重が作用する場合があることや、実際の塑性変形量を考慮して硬化層品質を最適化することを目的とする。

上記課題を解決するために本発明は、下記の転がり軸受及び車輪支持用転がり軸受ユニットを提供する。
（１）内周面に外輪軌道面を有する外輪と、外周面に内輪軌道面を有する内輪と、前記外輪軌道面と前記内輪軌道面との間に転動自在に設けられた複数の転動体とを備える転がり軸受において、
少なくとも前記外輪軌道面が高周波焼入れ処理され、硬さが５００ＨＶとなる有効硬化層深さ（Ｙ_０）が、前記外輪と前記転動体とが接触する最大接触面圧が４．２ＧＰａのときに、前記外輪及び前記転動体の内部の最大せん断応力深さの８倍以上であることを特徴とする転がり軸受。
（２）上記（１）に記載の転がり軸受を備えるとともに、
前記外輪軌道面の有効硬化層深さ（Ｙ_０）が、転動体の直径（Ｄ）に対して０．２５Ｄ≦Ｙ_０＜０．３６Ｄであることを特徴とする車輪支持用転がり軸受ユニット。

本発明の転がり軸受及び車輪支持用転がり軸受ユニットは、少なくとも外輪軌道面に高周波焼入れによる硬化層が形成されているとともに、この硬化層の有効硬化層深さを、静定格荷重時における最大せん断応力との関係から、更には転動体径との関係から、変形量を抑える上で最適化したものであり、耐圧痕性に優れ、変形抵抗性の更なる向上が図られている。

車輪支持用転がり軸受ユニットの一例を示す断面図である。 接触面圧と塑性変形量比との関係を示すグラフである。 （Ｙ_０／Ｚ_０）と塑性変形量比との関係を示すグラフである。 （Ａ）は（Ｙ_０／Ｚ_０）が８未満の場合の圧痕の断面を示す模式図であり、（Ｂ）は（Ｙ_０／Ｚ_０）が８以上の場合の圧痕の断面を示す模式図である。 転動体径Ｄと有効硬化層深さＹ_０との関係を示すグラフである。

以下、図面を参照して本発明を詳細に説明する。

（転がり軸受）
本発明の転がり軸受は、少なくとも外輪軌道面が高周波焼入れ処理され、硬さが５００ＨＶとなる有効硬化層深さ（Ｙ_０）が、外輪と転動体とが接触する最大接触面圧が４．２ＧＰａのときに、外輪及び転動体の内部の最大せん断応力深さ（Ｚ_０）の８倍以上、好ましくは８．４倍以上である。この最大接触面圧４．２ＧＰａとは、ＪＩＳ １５１９に規定される静定格面圧であり、本発明の転がり軸受は、この静定格荷重において（Ｙ_０／Ｚ_０）が８以上を満足する。

（Ｙ_０／Ｚ_０）が８未満では、静定格荷重を超える大きな荷重が負荷された場合に塑性変形量が大きくなりすぎて好ましくない。

ここで、Ｙ_０は、外輪軌道面において、転動体との接触中心となる溝底の深さ方向の硬さを測定して硬さ分布を求め、硬さ分布において５００ＨＶとなる深さとすることができる。

また、Ｚ_０は、接触面圧条件において、Ｈｅｒｔｚの弾性接触理論より２物体（ここでは外輪と転動体）の接触楕円の短半径を求め、最大接触面圧と接触楕円短半径から、非特許文献１に示されているＳｍｉｔｈの弾性理論解を用いて計算したせん断応力分布から求めることができる。尚、Ｓｉｍｔｈの弾性理論解は線接触による解であるが、玉軸受の転動体と軌道輪との接触のように、楕円の短径に対して長径が十分長い場合、その接触中心におけるせん断応力分布は線接触と同等と見做して差支えない。

尚、本発明において転がり軸受の種類には制限はなく、少なくとも外輪軌道面に、上記「（Ｙ_０／Ｚ_０）≧８」を満足するように、高周波焼入れによる硬化層が形成されていればよい。

（車輪支持用転がり軸受ユニット）
図１は、自動車や鉄道車両の車輪を支持する車輪支持用転がり軸受ユニットの一例を示す断面図である。図示される車輪支持用転がり軸受ユニットＯにおいて、固定輪である外輪相当部材１は、その外周面に形成した取付部２により、懸架装置（図示せず）に支持固定される。外輪相当部材１の内側には回転輪である内輪相当部材３が、外輪相当部材１と同心に設けられ、使用時にこの内輪相当部材３が回転する。内輪相当部材３は、ハブ４と内輪５とから成る。このうちのハブ４の内周面にはスプライン溝６が、外端（図１の左端）部外周面には取付フランジ７が、それぞれ形成されている。車両への組み付け時、スプライン溝６には等速ジョイントを介して回転駆動される駆動軸が挿入され、取付フランジ７には車輪が固定される。

外輪相当部材１の内周面には複列の外輪軌道面８、８が、ハブ４の中間部外周面と内輪５の外周面とには内輪軌道面９、９が、それぞれ形成されている。そして、これら各外輪軌道面８、８と内輪軌道面９、９との間に転動体１０、１０を設けて、外輪相当部材１の内側での内輪相当部材３の回転を自在としている。また、転動体１０、１０を転動自在に保持するために、保持器１１、１１が設けられている。尚、図示の例では転動体１０、１０として玉を使用しているが、重量が嵩む車両用のハブユニットの場合には、転動体としてテーパころを使用する場合もある。更に、外輪相当部材１の外端部とハブ４の中間部外周面との間にはシール装置１２ａと１２ｂとが設けられ、外輪相当部材１の内周面と内輪相当部材３の外周面との間で、転動体１０、１０を設置した空間１３の外端開口を塞いでいる。

このように構成される車輪支持用転がり軸受ユニットＯでは、少なくとも外輪軌道面９に高周波焼入れによる硬化層（図示せず）が形成されており、本発明では上記「（Ｙ_０／Ｚ_０）≧８」を満足することに加えて、Ｙ_０が、転動体１０の直径（Ｄ）に対して「０．２５Ｄ≦Ｙ_０＜０．３６Ｄ」を満足することを規定する。Ｙ_０が０．２５Ｄ未満、あるいは０．３６Ｄ以上では、特に静定格荷重を超える荷重が負荷された場合に十分な変形抵抗性を確保することができない。好ましくは、０．２８Ｄ≦Ｙ_０≦０．３４Ｄを満足する。尚、Ｙ_０が０．２８Ｄは、後述の表１のＹ_０／Ｚ_０＝８，９の場合である。

また、Ｙ_０は、変形抵抗性を向上させるためには、３．０ｍｍ以上が好ましく、３．５ｍｍ以上がより好ましく、４．０ｍｍ以上が更に好ましい。

以下に試験例を挙げて、上記規定を検証する。

(試験１)
図１に示すような車輪支持用転がり軸受ユニットを用い、フランジから種々のモーメント荷重を負荷した後、外輪軌道面に形成されたブリネル圧痕による変形量を測定することにより、高周波焼入れ品質と変形抵抗性との関係を調査した。尚、ピッチ円直径は４９ｍｍ、転動体径（Ｄ）は１２．７ｍｍである。また、外輪相当部材には、炭素鋼Ｓ５３Ｃを旋削加工して所定形状とした後、高周波焼入れして硬化層を形成し、焼戻し、切削加工を施した。外輪軌道面について、転動体との接触中心となる溝底の深さ方向の硬さを測定して硬さ分布を求めたところ、５００ＨＶとなる深さが３．１５〜３．２５ｍｍの範囲であったため、その平均値である３．２ｍｍをＹ_０とした。

試験は、外輪軌道面に転動体との接触面圧の最大値が３．８〜６．０ＧＰａとなる荷重を負荷した後、外輪軌道面において接触面圧が最大値となる部分を切り出した。その後、フォームタリサーフを用いて外輪相当部材の溝底を円周方向に走査することにより、形成された圧痕形状を測定し、その圧痕深さを塑性変形量とした。

また、Ｚ_０をＳｍｉｔｈの弾性理論解から求めた。

上記で求めた各面圧での（Ｙ_０／Ｚ_０）及び塑性変形量比を、表１に示す。尚、塑性変形量比はＮｏ．１に対する相対値である。また、図２に接触面圧と塑性変形量比との関係、図３に（Ｙ_０／Ｚ_０）と塑性変形量比との関係を、それぞれグラフ化して示す。

表１、図２及び図３に示すように、接触面圧が大きくなるほど（Ｙ_０／Ｚ_０）が小さくなり、塑性変形量が大きくなっている。特に、接触面圧が４．２ＧＰａを超えると、（Ｙ_０／Ｚ_０）が８未満または７．５以下となり、塑性変形量が急激に大きくなっている。即ち、高周波焼入れして硬化層を形成した軌道輪の塑性変形量は、有効硬化層深さ（Ｙ_０）と最大せん断応力深さ（Ｚ_０）との相対関係で単純に決定されるものではなく、（Ｙ_０／Ｚ_０）が８未満のときに塑性変形量が著しく大きくなる。

また、図４（Ａ）に（Ｙ_０／Ｚ_０）が８未満のときの圧痕の断面、図４（Ｂ）に（Ｙ_０／Ｚ_０）が８以上のときの圧痕の断面をそれぞれ模式的に示す。（Ｙ_０／Ｚ_０）が８以上では尖鋭的な断面形状であるのに対し、（Ｙ_０／Ｚ_０）が８未満のときには圧痕の縁の盛り上がりもなく、尖鋭部の周辺を含めた広い領域全体が沈み込むような断面形状を呈している。（Ｙ_０／Ｚ_０）が８未満の場合は、（Ｙ_０／Ｚ_０）が８以上の場合に比べて、有効硬化層深さ（Ｙ_０）が最大せん断応力深さ（Ｚ_０）に対して小さくなっている状態に相当するが、非硬化部に変形が生じて塑性変形量が著しく大きくなっていると考えられる。

以上の結果から、最大接触面圧が４．２ＧＰａ（静定格荷重）のときに、（Ｙ_０／Ｚ_０）を８以上にすることにより変形抵抗性を大きく向上できることがわかる。

（試験２）
転動体径Ｄが７．９３８〜１５．８７５ｍｍである車輪支持用転がり軸受ユニット（図１参照）において、最大接触面圧が４．２ＧＰａとなるような荷重を負荷したときのＺ_０をＳｍｉｔｈの弾性理論解から算出した。表２に、転動体径毎のＺ_０、並びに（Ｚ_０／Ｄ）を示す。

表２に示すように、Ｚ_０は転動体径Ｄと比例関係にあり、「Ｚ_０＝０．０３２×Ｄ」（Ａ式と呼ぶ）と表すことができる。また、変形抵抗性を向上させるためには、上記のように（Ｙ_０／Ｚ_０）が８以上、即ち「Ｙ_０≧８Ｚ_０」であるから、Ａ式を代入すると、「Ｙ_０≧８×０．０３２×Ｄ（＝０．２５×Ｄ）」であり、Ｙ_０を０．２５Ｄ以上にすることにより、変形抵抗性を向上させることができる。

ところで、上記したように自動車では縁石乗り上げ等により想定以上の荷重が作用することがある。このような場合では、転動体と軌道輪とのＨｅｒｔｚ接触による接触面圧は静定格荷重である４．２ＧＰａよりもはるかに大きくなる。例えば、６ＧＰａ程度の最大接触面圧が生じた場合、（Ｙ_０／Ｚ_０）が８以上であっても変形量の大きさの絶対値は非常に大きくなることが予想される。このような場合には、ブリネル圧痕形成による音響・振動特性の劣化を抑えることが困難になる。更に、ブリネル圧痕形成に伴い、圧痕縁に形成される盛り上がり部分(例えば、図４（Ｂ）に示す圧痕断面形状において、圧痕の右縁の盛り上がり部分を参照)が大きくなる。圧痕縁の盛り上がり部分は応力集中源として作用し、剥離や割れ等の重大な２次損傷を引き起こす要因となる。

しかし、図４（Ａ）に示したように、（Ｙ_０／Ｚ_０）が８未満の場合、非硬化部に起因した変形により変形抵抗性は低下するが、変形による圧痕縁の盛り上がりが緩和される。即ち、静定格荷重を超える大きな荷重が作用する場合には、（Ｙ_０／Ｚ_０）を８未満、好ましくは７．５以下にすることにより、非硬化部の変形を積極的に利用することにより、圧痕縁の盛り上がりを緩和して剥離や割れ等の重大な２次損傷を抑制することが可能である。

そこで、同車輪支持用転がり軸受ユニットを用い、最大接触面圧が６．０ＧＰａとなるような荷重を負荷したときの、転動体径毎のＺ_０、並びに（Ｚ_０／Ｄ）を求めた。結果を表３に示す。

表３に示すように「Ｚ_０＝０．０４５×Ｄ」（Ｂ式と呼ぶ）の関係にあり、（Ｙ_０／Ｚ_０）が８未満（Ｙ_０＜８Ｚ_０）にＢ式を代入すると、「Ｙ_０＜８×０．０４５×Ｄ（＝０．３６Ｄ）」となり、Ｙ_０を０．３６Ｄ未満にすることにより、静定格荷重を超えた荷重が作用した場合に形成されるブリネル圧痕に起因する剥離や割れ等を抑制することできる。また、（Ｙ_０／Ｚ_０）が７．５以下（Ｙ_０≦７．５Ｚ_０）にＢ式を代入すると、「Ｙ_０≦７．５×０．０４５×Ｄ（＝０．３４Ｄ）」となり、Ｙ_０を０．３４Ｄ以下にすることが好ましい。

即ち、静定格荷重、並びに静定格荷重を超える大きな荷重が作用した場合に、変形抵抗性を向上させるには、下記（１）式を満足する必要がある。
０．２５Ｄ≦Ｙ_０＜０．３６Ｄ ・・・（１）

表４及び図５に、最大接触面圧が４．２ＧＰａまたは６．０ＧＰａであるときの、転動体径毎に必要な有効硬化層深さ（Ｙ_０）の下限及び上限を示すが、図中斜線部分が静定格荷重を超える大きな荷重が作用した場合でも変形を起こし難い有効硬化層深さ（Ｙ_０）である。

０ 車輪支持用転がり軸受ユニット
１ 外輪相当部材
３ 内輪相当部材
５ 内輪
８ 外輪軌道面
９ 内輪軌道面
１０ 転動体
１１ 保持器
１２ａ、１２ｂ シール装置

Claims (2)

1. 内周面に外輪軌道面を有する外輪と、外周面に内輪軌道面を有する内輪と、前記外輪軌道面と前記内輪軌道面との間に転動自在に設けられた複数の転動体とを備える転がり軸受において、
   少なくとも前記外輪軌道面が高周波焼入れ処理され、硬さが５００ＨＶとなる有効硬化層深さ（Ｙ_０）が、前記外輪と前記転動体とが接触する最大接触面圧が４．２ＧＰａのときに、前記外輪及び前記転動体の内部の最大せん断応力深さの８倍以上であることを特徴とする転がり軸受。
2. 請求項１に記載の転がり軸受を備えるとともに、
   前記外輪軌道面の有効硬化層深さ（Ｙ_０）が、転動体の直径（Ｄ）に対して０．２５Ｄ≦Ｙ_０＜０．３６Ｄであることを特徴とする車輪支持用転がり軸受ユニット。

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