JP2016205578A - 車輪用軸受装置 - Google Patents

Abstract

【課題】車両が縁石に衝突したとき等の過大なアキシャル荷重が負荷されたときにおいて、肩乗り上げを防止するとともに、軌道面に生じる圧痕の発生を防止することである。
【解決手段】車輪用軸受装置の２列の軌道面のうち少なくとも車輪に近い側の軌道面において、外側軌道面１６と内側軌道面２４の少なくとも一方の軸方向断面形状が、第１円弧３１と第２円弧３２で形成されていて、第２円弧３２は、第１円弧３１より肩に近い側に形成されるとともに、第１円弧３１と同じ側に曲率中心を有し、かつ、第１円弧３１の曲率半径Ｒ_１より大きい曲率半径Ｒ_２を有しており、第１円弧３１と第２円弧３２とがつながる変曲点Ｂは、通常走行時の荷重によって形成される接触領域の範囲より外側に形成されていて、通常走行時に接触領域が第１円弧３１にのみ形成され、過大なアキシャル荷重が作用したときに接触領域の一部が第２円弧３２に形成されている。
【選択図】図２

Description

本発明は、過大荷重を受けたときに軌道面に圧痕が生じにくく、走行時の異音を低減する車輪用軸受装置に関するものである。

車輪を回転可能に支持する車輪用軸受装置には、例えば、図９に示すような複列の軌道面を有する転がり軸受１００が使用されている（特許文献１）。
外輪１０１は、図示しないナックル等の車両側の部材に固定されている。内周には、複列の外側軌道面１０３，１０３が形成されている。外側軌道面１０３，１０３は互いに肩１０２でつながっており、外側軌道面１０３の肩１０２とつながる箇所をエッジ部Ｃという。
一対の内輪１０５，１０５は、それぞれ外周に内側軌道面１０６を有している。外側軌道面１０３と内側軌道面１０６の間には、複数の玉１０９が転動自在に組み込まれており、内輪１０５は、玉１０９を介して回転可能に支持されている。一対の内輪１０５，１０５の内周には、図示しないハブシャフトが挿入されており、このハブシャフトに固定された車輪が回転可能に支持されている。

外側軌道面１０３は、軸方向断面の形状が円弧状である。玉１０９と外側軌道面１０３とが接触する方向は、径方向に対して傾斜しており、玉１０９と外側軌道面１０３とが接触する接触点Ｓの軸方向の位置は、玉１０９の中心より肩１０２の側に寄っている。２列の外側軌道面１０３，１０３では、その傾斜する向きが互いに反対向きとなっているので、車両が右旋回したり左旋回したりすることによって左右のいずれの向きの曲げモーメントが作用しても、転がり軸受１００は車輪を支えることが出来る。

玉１０９と外側軌道面１０３はいずれも鋼製であり、弾性を有している。そのため、接触点Ｓでは接触面が弾性変形して、楕円形の接触領域Ｅが形成される。軌道面の法線方向からみた接触領域Ｅの形状を、玉１０９と外側軌道面１０３とが接触する方向の延長線上に示す。

ハブシャフトに過大な荷重が作用すると、接触領域Ｅが塑性変形して、外側軌道面１０３に窪み（圧痕）を生じる。特に、車両の運転操作を誤って車輪のホイールが縁石に衝突した場合などには、内輪１０５にアキシャル方向の大きな荷重が作用して、接触点Ｓが肩１０２の方に変位し、接触領域Ｅが外側軌道面１０３からはみ出す場合がある。このときは、玉１０９がエッジ部Ｃと接触するので、玉１０９の表面に特に大きい圧痕が生じる。このように、接触領域Ｅが外側軌道面１０３からはみ出して、玉１０９とエッジ部Ｃとが接触する状態を「肩乗り上げ」という。
玉１０９の表面に圧痕が生じたままで車両が走行すると、玉１０９の圧痕が外側軌道面１０３と接触し、その接触時の振動が異音として聞こえるので、搭乗者が不快感を感じるようになる。

特許文献１では、肩乗り上げによる圧痕の発生を防止するために、接触領域の範囲内からエッジ部Ｃに向けて外側軌道面１０３と滑らかにつながる「部分」を形成している。そして、その「部分」の曲率中心の位置を、外側軌道面１０３に対して玉１０９と反対側に設置することによって、接触領域Ｅがエッジ部Ｃに向けて広がり難くしている。

特開平０３−９６７１７号公報

しかし、特許文献１の方策を使用した転がり軸受１００においても、ホイールが縁石に衝突する等によって過大なアキシャル荷重が作用したときには、依然として異音が発生する場合があった。発明者らが応力解析を行った結果、この異音は、玉１０９の圧痕によって発生するものではなく、外側軌道面１０３や内側軌道面１０６に生じた圧痕が原因で発生していることが分かった。
特許文献１の構造であれば、エッジ部Ｃに向かう接触領域Ｅの拡大を抑制することによって肩乗り上げを防止し、玉１０９に生じる圧痕の発生を防止することが出来る。しかし、接触領域Ｅの拡大を抑制すると接触領域Ｅの面積が減少するので、ホイールが縁石に衝突したときには接触応力が増大して、各軌道面１０３，１０６に圧痕が生じていた。
こうして、ホイールが縁石に衝突することによって生じた圧痕が、各軌道面１０３，１０６上の玉１０９が転動する領域に生じたときには、通常走行時において依然として異音を発生するという問題があった。

本発明の目的は、車輪用軸受装置において、ホイールが縁石に衝突したとき等の過大なアキシャル荷重が作用した場合に、玉の肩乗り上げを防止して玉の表面に生じる圧痕を防止するとともに、軌道面における圧痕の発生を防止することである。

本発明の一実施形態は、内周に２列の外側軌道面を有する外方部材と、外周に２列の内側軌道面を有する内方部材と、前記外側軌道面と前記内側軌道面との間に転動自在に組み込まれた複数の玉と、を備える車輪用軸受装置において、前記２列の軌道面のうち少なくとも車輪に近い側の軌道面において、前記外側軌道面と前記内側軌道面の少なくとも一方の軸方向断面形状が、第１円弧と第２円弧とで形成されており、前記第２円弧は、前記第１円弧より肩に近い側に形成されるとともに、前記第１円弧と同じ側に曲率中心を有し、かつ、前記第１円弧の曲率半径より大きい曲率半径を有しており、前記第１円弧と前記第２円弧とがつながる変曲点は、通常走行時の荷重によって形成される接触領域の範囲より外側に形成されていて、通常走行時に接触領域が前記第１円弧にのみ形成され、過大なアキシャル荷重が作用したときに接触領域の一部が前記第２円弧に形成されている。

本発明の車輪用軸受装置は、ホイールが縁石に衝突したとき等の過大なアキシャル荷重が作用した場合に、玉の肩乗り上げを防止して玉の表面に生じる圧痕を防止するとともに、軌道面における圧痕の発生を防止することが出来る。

本発明の一実施形態にかかるハブユニットの軸方向断面図である。 本実施形態の外側軌道面と玉との接触状態を説明するための、図１の要部拡大図である。 比較例１から比較例３の軌道面形状を説明するための概念図である。 ホイールが縁石に衝突したときに、本実施形態の外側軌道面に生じる接触応力の分布を示すグラフである。 比較例１の外側軌道面に生じる接触応力の分布を示すグラフである。 比較例２の外側軌道面に生じる接触応力の分布を示すグラフである。 比較例３の外側軌道面に生じる接触応力の分布を示すグラフである。 変曲点Ｂの位置を変えたときの接触応力への影響を説明するグラフである。 従来の車輪用転がり軸受の断面図である。

本発明にかかる車輪用軸受装置の実施形態を図を用いて説明する。
図１は、本発明の一実施形態（以下、「本実施形態」という）であるハブユニット１０の軸方向断面図である。
本実施形態のハブユニット１０は、外輪１１（外方部材）と、回転軸１２（内方部材）と、複数の玉１３と、保持器１４とで構成されている。

外輪１１は、Ｓ５５Ｃなどの炭素鋼で製作されている。内周には、２列のアンギュラ型の外側軌道面１６，１６が形成されている。外側軌道面１６，１６は、軸方向断面の形状が略円弧形状である。外側軌道面１６，１６は互いに肩１７でつながっている。
玉１３と外側軌道面１６とが接触する方向は、径方向に対して傾斜している。この玉１３と外側軌道面１６とが接触する方向と径方向とのなす角度を「接触角」という。そして、２列の外側軌道面１６，１６の接触角θは互いに等しく、その傾斜する方向は互いに反対向きである。外側軌道面１６は表面が硬さ６０ＨＲＣ程度に焼入れ硬化された後、研磨加工によって精密に仕上げられている。外側軌道面１６の形状の詳細については後述する。
外輪１１の外周には、径方向に延在する複数のフランジ１９が一体に形成されている。各フランジ１９には軸方向に貫通するボルト穴１９ａが形成されており、このボルト穴１９ａにボルト１８を挿入して、外輪１１がナックル２１に固定されている。

回転軸１２は、ハブシャフト２２と、内輪２３とで構成されている。

ハブシャフト２２は、Ｓ５５Ｃ等の炭素鋼で製作されている。ハブシャフト２２の外周には、アンギュラ型の内側軌道面２４が形成されている。ハブシャフト２２の軸方向の一方の端部に、円板状のハブフランジ２７が一体に形成されている。ハブシャフト２２の軸方向の他方の端部には、円筒形状の内輪組付け部２６が同軸に形成されている。
ハブフランジ２７には、軸方向に突出したボルト２０が複数個設けられている。このボルト２０によって、図示しない車輪のホイールがハブフランジ２７に固定されている。ホイールは、インロー２８に案内されて回転軸１２と同軸に固定されている。
ハブユニット１０を車両に搭載したときには、ホイールが取り付けられる側が車両の外側になるので、以下の説明では、図１においてハブフランジ２７側（図１の右方である）をアウター側といい、内輪２３側（図１の左方である）をインナー側という。

内輪２３は、ＳＵＪ２等の軸受鋼で製作されている。内輪２３は、内輪組付け部２６に圧入されている。圧入後、ハブシャフト２２の軸端を軸方向に塑性変形させてかしめ部２９が形成されており、このかしめ部２９によって内輪２３とハブシャフト２２が強固に固定されている。内輪２３の外周には、アンギュラ型の内側軌道面２５が形成されている。

内側軌道面２４，２５の軸方向の断面形状は、いずれも略円弧形状である。玉１３と内側軌道面２４，２５とが接触する方向は、それぞれ径方向に対して傾斜しており、傾斜する向きは互いに反対向きである。玉１３が内側軌道面２４，２５と接触するときの接触角θは、それぞれ外側軌道面１６、１６の接触角θと同じ大きさである。
内側軌道面２４，２５は、表面が硬さ６０ＨＲＣ程度に焼入れ硬化された後、研磨加工によって精密に仕上げられている。内側軌道面２４，２５の形状の詳細については後述する。

外側軌道面１６，１６と内側軌道面２４，２５との間には、それぞれ複数の玉１３が転動自在に組み込まれている。玉１３は、樹脂製の保持器１４によって、円周方向に一定の間隔で保持されている。こうして、回転軸１２は、軸方向に離れた２列の玉１３を介して回転可能に支持されている。

軌道面の詳細形状について説明する。インナー側とアウター側の２列の軌道溝は、互いに同一の形状であるので、以下の説明では、アウター側の軌道溝についてのみ説明し、インナー側の軌道溝についての説明を省略する。
図２は、図１におけるアウター側軌道溝を含む要部拡大図であって、外側軌道面１６及び内側軌道面２４の形状を示すとともに、玉１３と各軌道面１６，２４との接触状態を模式的に示している。実際のハブユニット１０では、玉１３と各軌道面１６，２４とが接触しているが、図が煩雑になるのを避けるためにわずかに離れた状態で図示している。

外側軌道面１６は、第１円弧３１と第２円弧３２とで形成されている。図２において、第１円弧３１は、点Ｏ_１を中心として点Ａと点Ｂとの間に形成されており、第２円弧３２は、点Ｏ_２を中心として点Ｂと点Ｃとの間に形成されている。
ここで、点Ａは、曲率中心Ｏ_１から径方向に伸ばした直線と外側軌道面１６との交点であり、以下「軌道底Ａ」という。
点Ｂは、第１円弧３１と第２円弧３２とが互いに接する点であって、点Ｂにおいて第１円弧３１と第２円弧３２とが滑らかにつながっている。したがって、点Ｂと、曲率中心Ｏ_１及び曲率中心Ｏ_２は同一直線状に存在し、曲率中心Ｏ_１と曲率中心Ｏ_２との距離は、曲率半径Ｒ_１と曲率半径Ｒ_２との差（Ｒ_２−Ｒ_１）に等しい。
点Ｃは、第２円弧３２と肩１７とがつながるエッジ部である。肩１７は、回転軸線ｍと同軸の円筒形状である。第２円弧３２と肩１７との間には面取りが形成されている。このため、厳密には、点Ｃは、面取りと第２円弧３２とがつながる点である。

第１円弧３１の曲率半径Ｒ_１は、玉１３の外周面の曲率半径Ｒ_０よりわずかに大きく、玉１３の直径寸法ｄ（ｄ＝Ｒ_０×２）に対する曲率半径Ｒ_１の比率（Ｒ_１／ｄ）は、概ね５３％程度である。
第２円弧３２の曲率半径Ｒ_２は、第１円弧３１の曲率半径Ｒ_１より大きく（Ｒ_２＞Ｒ_１）、玉１３の直径寸法ｄに対する曲率半径Ｒ_２の比率（Ｒ_２／ｄ）は、概ね７０％程度である。
なお、第１円弧３１の曲率半径Ｒ_１と第２円弧３２の曲率半径Ｒ_２は、上記の値に限定されない。第１円弧３１の曲率半径Ｒ_１は、５２．７５％〜５３．２５％の範囲で適宜選択することが出来る。また、第２円弧３２の曲率半径Ｒ_２は、６８％〜７２％の範囲で適宜選択することが出来る。すなわち、第２円弧３２の曲率半径Ｒ_２の、第１円弧３１の曲率半径Ｒ_１に対する比率（Ｒ_２／Ｒ_１）が、１．２７〜１．３６の範囲で設定されている。
点Ｂを境にして、第１円弧３１と第２円弧３２とで曲率が異なるので、以下、点Ｂを変曲点Ｂという。

内側軌道面２４は、外側軌道面１６と同様に、第３円弧３３と第４円弧３４とで形成されている。内側軌道面２４の形態は外側軌道面１６の形態と同等であるので、簡単に説明する。内側軌道面２４では、第３円弧３３は、点Ｆと変曲点Ｇとの間に形成されており、第４円弧３４は、変曲点Ｇとエッジ部Ｈとの間に形成されている。変曲点Ｇは、第３円弧３３と第４円弧３４とが互いに接する点である。
第３円弧３３の曲率半径Ｒ_３は、玉１３の直径寸法ｄに対して概ね５３％程度の大きさである。第４円弧３４の曲率半径Ｒ_４は、第３円弧３３の曲率半径Ｒ_３より大きく（Ｒ_４＞Ｒ_３）、玉１３の直径寸法ｄに対して概ね７０％程度の大きさである。

次に、玉１３と、外側軌道面１６及び内側軌道面２４との接触状態について説明する。以下の説明では、本実施形態の圧痕防止効果を説明するために、車両が通常の走行状態で旋回走行をする場合（以下「通常走行時」という）と、例えば、ホイールが縁石に衝突するような異常な走行をする場合（以下「異常走行時」という）のそれぞれの場合における接触状態を対比して説明する。
ここで、車両が通常走行時において旋回走行するときとは、旋回するときの遠心力によって生じる横方向加速度が、重力加速度の概ね０．３倍以内の場合をいう。また、横方向加速度の大きさが、重力加速度の０．３倍の大きさのときを、以下の説明では「０．３Ｇ」と表現する。

（通常走行時）
図１によって、玉１３と外側軌道面１６及び内側軌道面２４との接触部に作用する荷重について説明する。
車両が旋回走行する時の遠心力は、タイヤの接地面で支持されている。接地面に作用する荷重の向きは車両の旋回方向に応じて変わるが、ここでは、接地面に、図１に示すように回転軸線ｍの方向で車両外側から内側に向く力Ｆ_１が作用している場合について説明する。
力Ｆ_１は、回転軸線ｍから距離Ｄ_１だけ離れた位置で作用するので、ハブユニット１０にはモーメント荷重Ｍが時計回りの方向に作用している。ハブユニット１０は、インナー側とアウター側の各軌道面１６，２４，２５の接触角θが互いに反対向きとなっているので、車両が右旋回及び左旋回したときのいずれの向きの曲げモーメントに対しても、車輪を支えることが出来る。
玉１３と各軌道面１６，２４，２５との接触点には、接触角θの方向に接触荷重Ｐが作用している。上記の向きのモーメント荷重Ｍが負荷されるときには、車両に搭載した状態のハブユニット１０では、アウター側玉列の鉛直方向下方と、インナー側玉列の鉛直方向上方とで接触荷重Ｐが大きくなる。また、内側軌道面２４の玉１３との接触状態は、外側軌道面１６の接触状態と同様であるので、以下の説明では、以下の説明では、アウター側における玉１３と外側軌道面１６との接触状態について説明する。

図２では、通常走行時において旋回するときの玉１３と外側軌道面１６との接触点をＳ_１とし、異常走行時の玉１３と外側軌道面１６との接触点をＳ_２として重ねて示している。
通常走行時において車両が旋回するとき、玉１３と外側軌道面１６は、径方向に対して接触角θ_１だけ傾斜した方向で互いに接触している。このときの玉１３の中心をＱ_１とすると、接触点Ｓ_１と、玉１３の中心Ｑ_１と、第１円弧３１の曲率中心Ｏ_１とは同一直線上に存在している。このときの接触角θ_１は、軌道底Ａと曲率中心Ｏ_１とを結ぶ直線と、接触点Ｓ_１と曲率中心Ｏ_１とを結ぶ直線のなす角度である。
玉１３と外側軌道面１６との接触部は弾性変形しており、玉１３と外側軌道面１６との接触部には、接触点Ｓ_１を中心とする楕円形の接触領域Ｅ_１が形成されている。この接触領域Ｅ_１を接触角θ_１の方向から見たときの形状を、接触角θ_１の方向の延長線上に模式的に示している。

本実施形態では、変曲点Ｂの位置が、通常走行時（具体的には、０．３Ｇの荷重が負荷されたときである）の接触領域Ｅ_１よりエッジ部Ｃの側となるように設定されている。このため、通常走行時では接触領域Ｅ_１を常に第１円弧３１の範囲内で形成することが出来る。いいかえれば、０．３Ｇ以下の通常走行時においては、必ず、玉１３が第１円弧３１の上を転動する。

一般的に、玉の外周面の曲率半径に比べて軌道面の曲率半径を大きくすると、接触領域が小さくなるので肩乗り上げの防止方策として有効であるが、その反面、接触応力が上昇するので軌道面に圧痕が発生したり剥離寿命が低下する等の不具合が生じる。そのため、接触応力の上昇を抑制しつつ接触領域が広がりすぎないように、軌道面の曲率半径を適正な値に設定する必要がある。
本実施形態では、第１円弧３１の曲率半径Ｒ_１は、玉１３の直径寸法ｄに対する比率が概ね５３％に設定されており、この比率は、車輪用アンギュラ玉軸受として一般的な大きさである。このため、本実施形態では、通常走行時の荷重が作用するときには、圧痕や剥離などの損傷を生じることがない。

こうして、本実施形態のハブユニット１０は、通常走行時において、接触応力の上昇を抑制して圧痕や剥離の発生を防止しつつ、接触領域の拡大を抑制して肩乗り上げ等の発生を防止することが出来る。

（異常走行時）
再び、図１によって、玉１３と外側軌道面１６及び内側軌道面２４との接触部に作用する荷重について説明する。
ホイールが縁石に衝突したときには、通常走行時に作用する力Ｆ_１よりはるかに大きい力Ｆ_２がホイールの外周に作用する。図１に示すように、力Ｆ_２は、回転軸線ｍから距離Ｄ_２だけ離れた位置で、回転軸線ｍの方向に作用している。ホイールの直径寸法はタイヤの外径寸法より小さいので、力Ｆ_２は力Ｆ_１より回転軸線ｍに近い位置に作用している。このため、ハブユニット１０にはモーメント荷重Ｍが作用するとともに、回転軸１２がインナー側へ強く付勢される。
上記のように回転軸１２がインナー側に向けて強く付勢されるときには、アウター側の玉１３と外側軌道面１６及び内側軌道面２４とが互いに強く押し付けられるので、アウター側の玉列において接触荷重Ｐが大きくなる。以下の説明では、通常走行時と同様に、アウター側における玉１３と外側軌道面１６との接触状態について説明する。

再び、図２を参照する。
ホイールが縁石と衝突したときには、回転軸１２がインナー側（図２では左向きである）に付勢されるので、玉１３と外側軌道面１６の接触点の位置は、接触点Ｓ_１の位置からさらにエッジ部Ｃの方に移動する。この移動したときの玉１３の中心をＱ_２とし、移動後の接触点をＳ_２とする。このとき、接触点Ｓ_２と、玉１３の中心Ｑ_２と、第１円弧３１の曲率中心Ｏ_１とは同一直線上に存在している。また、このときの接触角θ_２は、軌道底Ａと曲率中心Ｏ_１とを結ぶ直線と、接触点Ｓ_１と曲率中心Ｏ_１とを結ぶ直線のなす角度であり、通常走行時の接触角θ_１より大きくなる。こうして、玉１３と外側軌道面１６とは、径方向に対して接触角θ_２だけ傾斜した方向で、互いに接触している。

玉１３と外側軌道面１６との接触部には、接触点Ｓ_２を中心として接触領域Ｅ_２が形成されている。接触領域Ｅ_２を接触角θ_２の方向から見たときの形状を、接触角θ_２の方向の延長線上に示している。縁石と衝突したときの接触荷重Ｐは、通常走行時の接触荷重Ｐより大きいので、接触領域Ｅ_２の大きさは接触領域Ｅ_１より拡大する。各接触領域の長さ（外側軌道面１６の母線方向の長さをいう。以下同じ）を、接触領域Ｅ_１ではＬ_１とし、接触領域Ｅ_２ではＬ_２とすると、Ｌ_１＜Ｌ_２である（図２参照）。こうして、ホイールが縁石と衝突したときには、接触角θ_２が増大して接触領域Ｅ_２がエッジ部Ｃに接近するとともに、接触領域Ｅ_２の長さが拡大するので、接触領域Ｅ_２の一部が、変曲点Ｂを超えて第２円弧３２の領域に形成されるようになる。
本実施形態では、第２円弧３２の曲率半径Ｒ_２を玉１３の直径寸法ｄの７０％に設定しており、第１円弧３１の曲率半径Ｒ_１より大きくしている。このため、玉１３の外周面の曲率と第２円弧３２の曲率との差が大きくなるので、第２円弧３２の領域では接触領域Ｅ_２の長さの増大を抑制することが出来る。この結果、接触領域Ｅ_２がエッジ部Ｃまで拡大することがないので、玉１３の肩乗り上げを防止することが出来る。

また、本実施形態では、第２円弧３２の曲率中心Ｏ_２は、第１円弧３１の曲率中心Ｏ_１と同じ側に設定されている。このため、玉１３の外周面の曲率と、第２円弧３２の曲率とが同じ向きとなるので、接触領域Ｅ_２の長さを大きくすることが出来る。このため、接触領域Ｅ_２の面積を大きくすることが出来るので、ホイールが縁石と衝突したときの接触応力の上昇を抑制することが出来る。この結果、外側軌道面１６に圧痕を生じることがない。
なお、詳細については後述するが（比較例３を参照）、本実施形態とは逆に、第２円弧３２の曲率中心Ｏ_２を、外側軌道面１６に対して第１円弧３１の曲率中心Ｏ_１と反対側に設定したと仮定した場合には、接触領域Ｅ_２の長さが短くなる。このため、接触領域Ｅ_２の面積が小さくなるので、外側軌道面１６に圧痕を生じるという不具合が発生する。

以上説明したように、本実施形態のハブユニット１０では、ホイールが縁石に衝突したとき等の過大なアキシャル荷重が負荷されたときにおいても、玉１３の肩乗り上げを防止して玉１３に生じる圧痕を防止することが出来るとともに、接触応力の上昇を抑制して外側軌道面１６に生じる圧痕を防止することが出来る。

本実施形態のハブユニット１０について、玉１３及び外側軌道面１６の圧痕を防止する効果をさらに明確にするために、ホイールが縁石に衝突したときに、玉１３と外側軌道面１６との接触部に生じる接触応力の分布について説明する。ここでは、比較例１から比較例３で示すような他の形状の外側軌道面に生じる接触応力の分布と対比することによって、本実施形態の効果を説明する。

図３は、本実施形態、及び、比較例１から比較例３の外側軌道面の形状の特徴を説明するための概念図である。そのため、各外側軌道面の形状は、厳密には実際の外側軌道面の形状とは異なっている。
本実施形態の外側軌道面１６は、第１円弧３１がＡ〜Ｂの実線で、第２円弧３２がＢ〜Ｃ_０の破線で示された形状である。Ｂは変曲点である。
比較例１の外側軌道面４１は、Ａ〜Ｂ〜Ｃ_１の実線で示す形状である。比較例１の外側軌道面４１は単一の円弧で形成されており、その曲率半径Ｒ_１は、本実施形態の第１円弧３１の曲率半径Ｒ_１と等しい大きさである。
比較例２の外側軌道面４２は、Ａ〜Ｃ_２の一点鎖線で示す形状である。比較例２の外側軌道面４２は曲率中心をＯ_３とする単一の円弧で形成されており、その曲率半径Ｒ_３は、比較例１の外側軌道面４１の曲率半径Ｒ_１より大きい。
比較例３の外側軌道面４３は、特許文献１に記載されている形状であって、第５円弧３５がＡ〜Ｂの実線で、第６円弧３６がＢ〜Ｃ_２の実線で示された形状である。Ｂは変曲点である。比較例３の外側軌道面４３では、第６円弧３６（Ｂ〜Ｃ_３）の曲率中心Ｏ_４が、外側軌道面４３に対して第５円弧３５の曲率中心Ｏ_１と反対側に形成されている。
なお、本実施形態の第１円弧３１の形状と、比較例１及び比較例３の外側軌道面４１，４３におけるＡ〜Ｂの形状は、いずれも曲率半径がＲ_１で同一形状である。また、Ａは軌道底であり、Ｃ０，Ｃ１，Ｃ２，Ｃ３は、それぞれ本実施形態、比較例１、比較例２、比較例３の各外側軌道面１６，４１，４２，４３におけるエッジ部である。

（本実施形態の応力分布）
図４は、ホイールが縁石に衝突したときに、本実施形態の外側軌道面１６に生じる応力分布を、ＣＡＥを用いて計算した結果を示している。
横軸は、外側軌道面１６の母線に沿った位置を表しており、グラフの右方がエッジ部Ｃ_０の側で、左方が軌道底Ａの側である。横軸のＢの位置は、変曲点Ｂの位置を示している。また、Ｓ_１，Ｓ_２の表示は、それぞれ図２における通常走行時、異常走行時の接触点Ｓ_１，Ｓ_２の位置を示している。縦軸は、外側軌道面１６の各位置における接触応力の値を示している。
図４では、Ｌ_０と表示した範囲で応力値が発生しており、このＬ_０の範囲が、図２における接触領域Ｅ_２の長さに相当する。他の比較例における接触領域と対比するため、図４では本実施形態の接触領域Ｅ_２を、接触領域Ｌ_０という。

図４から分かるように、本実施形態の外側軌道面１６では、エッジ部Ｃ_０の近傍には大きな応力が発生しない。これは、第２円弧３２の曲率半径Ｒ_２を第１円弧３１の曲率半径Ｒ_１より大きく設定しているので、第２円弧３２の領域では、肩乗り上げが生じないからである。
さらに詳細に説明する。一般的に、接触領域の長さは、互いに接触する面の曲率半径の大きさが近接するにしたがって大きくなる。本実施形態では、第２円弧３２の曲率半径Ｒ_２を第１円弧３１の曲率半径Ｒ_１より大きくしているので、第２円弧３２においては、曲率半径Ｒ_２と玉１３の曲率半径Ｒ_０との差が、比較例１に比べて大きくなる。このため、接触領域Ｌ_０のうち第２円弧３２に形成される接触領域の長さを小さくすることが出来る。この結果、第２円弧３２の接触領域Ｌ_０がエッジ部Ｃ_０まで拡大しない。こうして、玉１３の肩乗り上げを防止することが出来るので、図４では、エッジ部Ｃ_０の近傍には大きな応力が発生しない。

さらに、本実施形態の外側軌道面１６では、第１円弧３１の曲率中心Ｏ_１と第２円弧３２の曲率中心Ｏ_２とが、外側軌道面１６に対していずれも同じ側に設けられている。これによって、第２円弧３２の曲率と玉１３の表面の曲率が互いに同じ向きになるため、第２円弧３２の曲率半径Ｒ_２と玉１３の曲率半径Ｒ_０との差が、比較例３に比べて小さくなる。このため、接触領域Ｌ_０の長さを大きくすることが出来る。このため、接触領域Ｌ_０の面積が増大するので、外側軌道面１６に生じる接触応力の上昇を抑制することが出来る。また、第１円弧３１と第２円弧３２が滑らかにつながっているので、変曲点Ｂにおいて応力集中が生じないので大きな応力が発生しない。この結果、本実施形態では、外側軌道面１６に圧痕が生じることがない。
こうして、本実施形態のハブユニット１０は、縁石に衝突した後、通常走行するときに異音を発生することがない。

（比較例１の応力分布）
図５は、ホイールが縁石に衝突したときに、比較例１の外側軌道面４１に生じる接触応力の分布を示している。接触応力の大きさを比較するために、本実施形態の外側軌道面１６に生じる接触応力の分布を破線で示している。縦軸と、横軸は、図４と同様であるので説明を省略する。
図５から分かるように、比較例１の外側軌道面４１では、ホイールが縁石に衝突したときに玉１３が肩乗り上げしているので、エッジ部Ｃ_１の近傍に大きな応力σ１が発生している。これは、比較例１の外側軌道面４１では、曲率半径Ｒ_１が小さいために接触領域の長さが大きくなり、接触領域がエッジ部Ｃ_１から外側にはみ出しているためである。図５では、接触領域Ｌ_１の範囲が、本実施形態の接触領域Ｌ_０の範囲と同等の大きさであるように見えるが、比較例１ではエッジ部Ｃ_１より右側では外側軌道面４１が存在しないので応力値が存在しないに過ぎない。そして、玉１３と外側軌道面４１がエッジ部Ｃ_１で接触することによって、接触領域Ｌ_１の端で、高い応力集中（応力σ１）を生じている。
この大きな応力σ１によって、比較例１では玉１３に圧痕が生じる。このため、比較例１の外側軌道面４１を有するハブユニット１０では、ホイールが縁石に衝突した後の通常走行時に異音を発生するという問題がある。
なお、比較例１の接触領域Ｌ_１の長さは、本実施形態の接触領域Ｌ_０の長さと同等の大きさであり、接触領域の面積が互いにほぼ等しい。このため、比較例１の外側軌道面４１では、本実施形態の外側軌道面１６と同様に接触応力の増大が抑制されているので、外側軌道面４１上には圧痕が生じることがない。

（比較例２の応力分布）
図６は、ホイールが縁石に衝突したときに、比較例２の外側軌道面４２に生じる接触応力の分布を示している。破線は、本実施形態の外側軌道面１６に生じる接触応力の分布を示している。縦軸と、横軸は、図４と同様であるので説明を省略する。
図６から分かるように、比較例２の外側軌道面４２では、ホイールが縁石に衝突したときに玉１３が肩乗り上げしているので、エッジ部Ｃ_２の近傍に大きな応力σ２が発生している。これは、比較例２の外側軌道面４２では、曲率半径Ｒ_２が大きいために接触角θが増大し、接触領域Ｌ_２がエッジ部Ｃ_２からはみ出しているためである。このため、玉１３に圧痕が生じるので、通常走行時に異音を発生するという問題がある。
さらに、比較例２の外側軌道面４２では、曲率半径Ｒ_３が大きいために、外側軌道面４２の曲率半径Ｒ_３と玉１３の曲率半径Ｒ_０との差が大きくなるので、本実施形態の接触領域Ｌ_０と比較して、接触領域Ｌ_２の範囲が狭くなっている。このため、接触領域Ｌ_２の面積が減少して接触応力が増大しており、変曲点Ｂより左側の領域で外側軌道面４２に圧痕を生じてしまう。通常走行時には、玉１３が変曲点Ｂより左側を転動するので、玉１３はこの圧痕の上を転動することになる。
この結果、比較例２の外側軌道面４２を有するハブユニット１０では、ホイールが縁石に衝突した後の通常走行時にさらに異音を発生しやすくなる。

（比較例３の応力分布）
図７は、ホイールが縁石に衝突したときに、比較例３の外側軌道面４３に生じる接触応力分布を示している。破線は、本実施形態の外側軌道面１６に生じる接触応力の分布を示している。縦軸と、横軸は、図４と同様であるので説明を省略する。
比較例３の外側軌道面４３では、変曲点Ｂよりエッジ部Ｃ_３に近い第６円弧３６の曲率の向きが、玉１３の外周面の曲率の向きと互いに反対向きのため、玉１３と第６円弧３６とが接触する部分の接触領域Ｌ_３の長さが短くなる。この結果、接触領域Ｌ_３がエッジ部Ｃ_３まで拡大しないので、玉１３が肩乗り上げをすることがない。
一方、図７から分かるように、接触領域Ｌ_３の長さが短くなったことによって、比較例３の外側軌道面４３が玉１３と接触する接触領域Ｌ_４の長さが、本実施形態の接触領域Ｌ_０と比較して短くなっている。このため、比較例３の外側軌道面４３では、接触領域Ｌ_４の面積が減少して接触応力が増大している。これによって、変曲点Ｂより左側の領域で圧痕を生じやすくなるので、通常走行時に玉１３がこの圧痕の上を転動することになる。
このため、比較例３の外側軌道面４３を有するハブユニット１０では、ホイールが縁石に衝突した後の通常走行時に異音を発生しやすくなる。

以上の説明から理解できるように、本実施形態では、第２円弧３２の曲率半径Ｒ_２を第１円弧３１の曲率半径Ｒ_１より大きくすることによって、接触領域Ｌ_０がエッジ部Ｃ_０まで拡大するのを抑制して、玉１３の肩乗り上げを防止している。この結果、玉１３に圧痕が生じないので、ホイールが縁石に衝突した後の通常走行時に異音を発生することがない。
さらに、外側軌道面１６に対する第２円弧３２の曲率中心Ｏ_２の位置を、第１円弧３１の曲率中心Ｏ_１と同じ側に設定することによって、玉１３と外側軌道面１６の接触領域Ｌ_０の範囲を広く確保することが出来る。さらに、第１円弧３１と第２円弧３２を滑らかにつなぐことによって変曲点Ｂにおける応力集中を防止している。この結果、接触面圧を低減出来て、外側軌道面１６に圧痕を生じないので、ホイールが縁石に衝突した後の通常走行時に異音を発生することがない。

次に、本実施形態の第２円弧３２の曲率の適正値について説明する。
図８は、本実施形態の外側軌道面１６に対して変曲点Ｂの位置を変えた場合に、変曲点の位置による接触応力の変化について説明するグラフである。横軸は、第１円弧３１の曲率中心Ｏ_１から軌道底Ａに向かう方向と、曲率中心Ｏ_１から変曲点Ｂに向かう方向とのなす角度φを表している（図３参照）。角度φが大きくなるにしたがって変曲点Ｂがエッジ部Ｃ_０に接近する（図４参照）。
縦軸は、接触点Ｓ_１に生じる接触応力σ３の値を示している。本発明の目的は、縁石に衝突した後の通常走行時における異音の発生を防止することであるので、ここでは、ホイールが縁石に衝突したときの接触応力のうち、通常走行時の接触点Ｓ_１の位置に発生する接触応力を示している。
なお、外側軌道面１６上の各点に付した符号については適宜図３を参照する。

図８から分かるように、変曲点Ｂの角度φが５０°のときは接触応力σ３が大きいので、接触点Ｓ_１には圧痕が生じる。このため、ホイールが縁石に衝突した後の通常走行時には異音を発生する。
角度φが増加するにしたがって、接触点Ｓ_１に生じる接触応力が減少し、角度φが６５°以上で接触応力が最小の値となっている。本実施形態では、角度φが７０°である。上記で説明したように、本実施形態では、外側軌道面１６に圧痕を生じない（図４参照）。したがって、角度φが６５°以上であれば、接触点Ｓ１における接触応力が本実施形態の接触応力と同等になるので、外側軌道面１６に圧痕が発生しない。
なお、角度φが８０°のときには、変曲点Ｂがエッジ部Ｃ_０とほぼ一致するので、このときの外側軌道面１６の形状は、比較例１で示すような単一の曲率で曲率半径がＲ_１の形状となる。上記で説明したように、比較例１の外側軌道面４１の形状では、接触点Ｓ_１に生じる接触応力の上昇を抑制できる反面、玉１３が肩乗り上げする（図５参照）ので、玉１３に生じた圧痕に起因して異音が発生する。このことから、角度φは、７５°以下に設定する必要がある。

以上の説明によって理解できるように、本実施形態では、外側軌道面１６が、第１円弧３１と、エッジ部Ｃ_０とつながる第２円弧３２とで形成されており、第２円弧３２の曲率半径Ｒ_２を第１円弧３１の曲率半径Ｒ_１より大きくしている。これによって、過大なアキシャル荷重が負荷されたときにおいても、接触領域Ｌ_０がエッジ部Ｃ_０まで拡大するのを抑制出来るので、玉１３の肩乗り上げを防止できる。この結果、玉１３に圧痕が生じないので、ホイールが縁石に衝突した後の通常走行時に異音を発生することがない。
そして、外側軌道面１６に対する第２円弧３２の曲率中心Ｏ_２の位置を、第１円弧３１の曲率中心Ｏ_１と同じ側に設定することによって、玉１３と外側軌道面１６の接触領域Ｌ_０の範囲を広く確保することが出来る。さらに、第１円弧３１と第２円弧３２を滑らかにつなぐことによって変曲点Ｂにおける応力集中を防止している。この結果、玉１３と外側軌道面１６の接触面圧を低減出来て、外側軌道面１６に圧痕を生じないので、ホイールが縁石に衝突した後の通常走行時に異音を発生することがない。
こうして、本発明の車輪用軸受装置は、ホイールが縁石に衝突したとき等の過大なアキシャル荷重が負荷されたときにおいて、玉１３の肩乗り上げを防止するとともに、外側軌道面１６に生じる圧痕の発生を防止することが出来る。したがって、ホイールが縁石に衝突した後の通常走行時においても、異音が発生するのを防止することが出来る。

圧痕を防止する効果については、外側軌道面の接触領域について説明したが、内側軌道面には玉を挟んで同等の荷重が作用するので、外側軌道面と同様の接触領域が生じる。したがって、内側軌道面についても同様の効果を得ることが出来る。
また、アウター側の玉列に作用する荷重について説明したが、本実施形態で説明した軌道面の形状をインナー側の玉列に使用しても、同様の効果を得ることが出来る。
なお、縁石と衝突したときにはホイールに作用する荷重の方向は、ほとんどの場合において、上記で説明したように車両の外側から内側に向かって作用する。このときは、２列の玉列のうち、アウター側の玉列に過大なアキシャル荷重が作用する。したがって、少なくとも、アウター側の玉列の軌道面を、本発明にかかる軌道面形状とすることによって、縁石衝突時の圧痕の発生を効果的に低減することが出来る。

なお、本実施形態は、内輪回転のハブユニット１０を例に説明したが、外輪回転のハブユニットであってもよい。
また、車輪用軸受装置としてハブユニットを例にして説明したが、ナックル２１とハブ軸との間に複列のアンギュラコンタクト型の転がり軸受を組み込んだ形式の車輪用軸受装置であってもよい。いずれの実施形態においても、軌道面の形状を、上記実施形態で説明した形態にすることによって、過大な荷重が負荷されたときの玉及び軌道面の圧痕の発生を防止することが出来る。

（実施形態）
１０：ハブユニット、１１：外輪、１２：回転軸、１３：玉、１４：保持器、１６：外側軌道面、１７：肩、１９：フランジ、２１：ナックル、２２：ハブシャフト、２３：内輪、２４：内側軌道面（ハブシャフト）、２５：内側軌道面（内輪）、２７：ハブフランジ、３１：第１円弧、３２：第２円弧、３３：第３円弧、３４：第４円弧、３５：第５円弧、３６：第６円弧、４１：外側軌道面（比較例１）、４２：外側軌道面（比較例２）、４３：外側軌道面（比較例３）、
（従来技術）
１００：転がり軸受、１０１：外輪、１０２：肩、１０３：外側軌道面、１０５：内輪、１０６：内側軌道面、１０９：玉

Claims (3)

1. 内周に２列の外側軌道面を有する外方部材と、
   外周に２列の内側軌道面を有する内方部材と、
   前記外側軌道面と前記内側軌道面との間に転動自在に組み込まれた複数の玉と、を備える車輪用軸受装置において、
   前記２列の軌道面のうち少なくとも車輪に近い側の軌道面において、前記外側軌道面と前記内側軌道面の少なくとも一方の軸方向断面形状が、第１円弧と第２円弧とで形成されており、
   前記第２円弧は、前記第１円弧より肩に近い側に形成されるとともに、前記第１円弧と同じ側に曲率中心を有し、かつ、前記第１円弧の曲率半径より大きい曲率半径を有しており、
   前記第１円弧と前記第２円弧とがつながる変曲点は、通常走行時の荷重によって形成される接触領域の範囲より外側に形成されていて、
   通常走行時に接触領域が前記第１円弧にのみ形成され、過大なアキシャル荷重が作用したときに接触領域の一部が前記第２円弧に形成される車輪用軸受装置。
2. 前記第２円弧の曲率半径Ｒ_２の、前記第１円弧の曲率半径Ｒ_１に対する比率（Ｒ_２／Ｒ_１）が、１．２７〜１．３６である、請求項１に記載する車輪用軸受装置。
3. 前記第１円弧の曲率中心から前記外側軌道面及び前記内側軌道面に対して径方向に向かう方向と、前記第１円弧の曲率中心から前記変曲点に向かう方向とのなす角度φが、６５°以上７５°以下である、請求項１に記載する車輪用軸受装置。

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