JP2017020581A - プルタイプクラッチレリーズ軸受装置用玉軸受 - Google Patents

Abstract

【課題】転がり疲れ寿命を確保しつつ、グリースの寿命を確保できる構造を実現する。
【解決手段】内輪軌道１７の断面形状の曲率半径Ｒ_１７を、各玉１９の直径Ｄ_１９の０．５０５倍以上、０．５２倍以下に規制する。これと共に、ラジアル隙間と外輪軌道１５の断面形状の曲率半径Ｒ_１５とを、外輪１６と内輪１８との間の角隙間θが、０．３度以上、１．０度以下となり、且つ、転がり疲れ寿命が、前記外輪軌道１５の断面形状の曲率半径Ｒ_１５が前記内輪軌道１７の断面形状の曲率半径Ｒ_１７と同じであって、前記外輪１６及び前記内輪１８の中心軸同士が一致していると仮定した場合の転がり疲れ寿命の７０％以上となる様に規制する。
【選択図】図４

Description

この発明は、プルタイプのクラッチ機構を構成するレリーズ軸受装置に組み込んで使用する、玉軸受の改良に関する。

手動変速機に付属のクラッチ機構には、クラッチを切る場合（フライホイールとクラッチディスクとを離隔させ、クランクシャフトの回転力が動力伝達軸を介して変速機に伝達されない様にする場合）に、ダイヤフラムばねの中央部をレリーズ軸受装置により押圧する、所謂プッシュタイプのものと、クラッチを切る場合に、ダイヤフラムばねの中央部をレリーズ軸受装置により引っ張る、所謂プルタイプのものとがある。このうちのプルタイプのものは、クラッチペダルの踏み込み力を大きくする事なく、フライホイールとクラッチディスクとの圧着力（これらフライホイールとクラッチディスクとの間に生じる摩擦力）を大きくする事ができる為、高出力エンジン搭載車や、トラック等の大型車両で採用されている。

プッシュタイプであるかプルタイプであるかに拘わらず、クラッチ機構を構成するレリーズ軸受装置に組み込まれたレリーズ軸受の耐久性（軸受寿命）は、軌道面や転動面の転がり疲れ寿命よりも、このレリーズ軸受の内部に充填したグリースの寿命が支配的である事が知られている。従って、このレリーズ軸受の耐久性の向上を図る為には、グリースの劣化を防止する事が効果がある。特許文献１には、レリーズ軸受に封入するグリースとして、基油がエーテル系の合成油であり、増ちょう剤がウレア系のものを使用する事で、高温下でのグリース劣化を抑えると共に、低温下での回転抵抗（動トルク）の増大を防止する技術が記載されている。

ところで、プルタイプのクラッチ機構の場合、レリーズ軸受を構成する１対の軌道輪のうち、回転輪（通常は内輪）の軸方向片端部を、静止輪（通常は外輪）の軸方向片端面よりも突出させて当該部分に延長部を設け、この延長部の先端部をダイヤフラムばねの内周縁部に連結する事により、前記回転輪が、このダイヤフラムばねと同期して回転する様に構成している。この様な構成を有する、プルタイプのクラッチ機構の場合には、前記ダイヤフラムばねの弾性変形や、このクラッチ機構を構成する各部材の組立誤差（ミスアライメント）、車両走行時のエンジンや変速機の振動等に伴う前記回転輪の前記静止輪に対する傾斜が、プッシュタイプのものと比較して大きくなり易い。この結果、前記レリーズ軸受の転がり接触部に作用する接触面圧が過大になり、このレリーズ軸受の運転に伴う発熱量が多くなって、このレリーズ軸受の内部に封入したグリース、延いては、前記レリーズ軸受が劣化し易くなる可能性がある。特に、トラック等の大型自動車に組み込む、プルタイプのクラッチ機構の場合には、回転輪の静止輪に対する傾斜が大きくなって、レリーズ軸受の耐久性が低くなる可能性がある。

特開２００２−０６１６７０号公報

本発明は、上述の様な事情に鑑み、転がり疲れ寿命を確保しつつ、グリースの寿命を確保できる、プルタイプクラッチレリーズ軸受装置用玉軸受の構造を実現する事を目的としている。

本発明のプルタイプクラッチレリーズ軸受装置用玉軸受は、外輪と、内輪と、複数個の玉とを備える。
このうちの外輪は、内周面に深溝型の外輪軌道を有する。
前記内輪は、外周面に深溝型の内輪軌道を有する。
前記各玉は、前記外輪軌道とこの内輪軌道との間に転動自在に設けられている。
そして、前記外輪と前記内輪とのうちの一方を、プレッシャプレートをクラッチディスクに向けて押圧するダイヤフラムばねに、このダイヤフラムばねと同期して回転可能に連結した回転輪とする。
この様な本発明のプルタイプクラッチレリーズ軸受装置用玉軸受は、所謂プルタイプのクラッチ機構を構成するレリーズ軸受装置に組み込んで使用されるものである。この様なプルタイプのクラッチ機構を組み込んだ変速機の変速比を変速させる場合には、クラッチペダルを踏み込みレリーズフォークを揺動させる事で、前記レリーズ軸受装置により、ダイヤフラムばねの中央部を引っ張る。これにより、プレッシャプレートをクラッチディスクに向け押圧している力を解除して、このクラッチディスクを、エンジンのクランクシャフトと同期して回転するフライホイールから引き離す（クラッチ機構を切断する）。

特に、本発明のプルタイプクラッチレリーズ軸受装置用玉軸受は、前記内輪軌道の断面形状の曲率半径（溝半径）を、前記各玉の直径の０．５０５倍以上、０．５２倍以下に規制すると共に、前記外輪と前記内輪との間の角隙間（これら外輪と内輪とのうちの一方を固定し、他方を軸方向に傾斜させた場合の傾斜量）が、０．３度以上、１．０度以下になる様に、ラジアル隙間（前記内輪と前記外輪とのうちの一方を固定し、他方を径方向に変位させた場合の変位量）と前記外輪軌道の断面形状の曲率半径（溝半径）とを規制している。
この様な本発明のプルタイプクラッチレリーズ軸受装置用玉軸受を実施する場合に、具体的には、前記角隙間が、０．３度以上、１．０度以下になり、且つ、転がり疲れ寿命（前記外輪軌道及び前記内輪軌道、並びに、前記各玉の転動面の転がり疲れ寿命のうち、最も短い部分の転がり疲れ寿命）が、前記外輪軌道の断面形状の曲率半径が前記内輪軌道の断面形状の曲率半径と同じであって、前記外輪及び前記内輪の中心軸同士が一致している（これら外輪と内輪とのうちの一方に対する他方の傾き角度を０度）と仮定した場合の転がり疲れ寿命（前記最も短い部分の転がり疲れ寿命）に対して所定割合以上（具体的には７０％以上、好ましくは８０％以上、より好ましくは９０％以上、更に好ましくは１００％以上）となる様に、前記ラジアル隙間と前記外輪軌道の断面形状の曲率半径とを規制する。

上述の様な本発明のプルタイプクラッチレリーズ軸受装置用玉軸受を実施する場合に好ましくは、請求項２に記載した発明の様に、前記ラジアル隙間と前記外輪軌道の断面形状の曲率半径とを、前記角隙間が、０．５度以上、１．０度以下となり、且つ、前記転がり疲れ寿命が、前記外輪軌道の断面形状の曲率半径が前記内輪軌道の断面形状の曲率半径と同じであって、前記外輪及び前記内輪の中心軸同士が一致していると仮定した場合の転がり疲れ寿命の７０％以上となる様に規制する。

本発明のプルタイプクラッチレリーズ軸受装置用玉軸受を実施する場合に、具体的には、前記回転輪の軸方向端部を、前記外輪と前記内輪とのうちの他方である静止輪の軸方向端面よりも突出させ、当該部分に延長部を設ける。そして、この延長部を前記ダイヤフラムばねに連結する事により、前記回転輪をこのダイヤフラムばねと同期して回転可能に構成する。
又、本発明のプルクラッチレリーズ軸受装置用玉軸受を実施する場合には、前記外輪の内周面と前記内輪の外周面との間で、前記各玉を設置した空間の端部を密封装置（例えばシールリング）により塞ぎ、グリースの漏洩を防止する事もできる。

上述の様な本発明のプルタイプクラッチレリーズ軸受装置用玉軸受によれば、転がり疲れ寿命を確保しつつ、グリースの寿命を確保する事ができる。
即ち、本発明の場合、外輪軌道と内輪軌道とのうち、各玉の転動面との接触面圧が大きくなる内輪軌道の断面形状の曲率半径（溝半径）を、一般的な単列深溝型玉軸受の内輪軌道の溝半径と同じ、前記各玉の直径の０．５０５倍以上、０．５２倍以下に規制すると共に、角隙間に関して所定の条件を満たす様に、ラジアル隙間と前記外輪軌道の断面形状の曲率半径とを規制している。この為、クラッチ機構を構成する各部材の組立誤差（ミスアライメント）や、ダイヤフラムばねが弾性変形したり、車両走行時のエンジンや変速機が振動したりする事等に基づいて、前記外輪と前記内輪とのうちの一方である回転輪の、同じく他方である静止輪に対する傾きが大きくなった場合でも、前記転がり疲れ寿命が徒に低下するのを抑えられる。又、前記外輪軌道及び前記内輪軌道と、前記各玉の転動面との接触面圧が過度に増大するのを抑えられて、これら外輪軌道及び内輪軌道と、これら各玉の転動面との転がり接触部での発熱を抑えられる。この結果、玉軸受の内部に封入したグリースの寿命、延いては、この玉軸受の耐久性の確保を図れる。

本発明の実施の形態の１例の玉軸受を組み込んだ、プルタイプのクラッチ機構を示す断面図。 クラッチレリーズ軸受装置を取り出して示す端面図 図２のＸ−Ｘ断面図。 玉軸受の各部の寸法を説明する為の模式図。 外輪に対する内輪の傾斜角度と、転がり疲れ寿命との関係を、外輪軌道の溝半径毎に示す線図。 内輪軌道の溝半径を玉径の０．５２倍とした場合について、ラジアル隙間と角隙間との関係を、外輪軌道の溝半径毎に示す線図。 同じく０．５０５倍とした場合について、ラジアル隙間と角隙間との関係を、外輪軌道の溝半径毎に示す線図。

図１〜４は、本発明の実施の形態の１例を示している。本例の玉軸受１を組み込んだ、プルタイプのクラッチ機構２は、エンジンのクランクシャフトと共に回転するフライホイール３と、このフライホイール３に対向して配置されたクラッチディスク４と、このフライホイール３に支持固定されたクラッチカバー５と、このクラッチカバー５の内側に配置された、前記クラッチディスク４を前記フライホイール３に向けて押圧するプレッシャプレート６と、このプレッシャプレート６を前記クラッチディスク４に向けて押圧するダイヤフラムばね７と、クラッチレリーズ軸受装置８とを備える。

このうちのクラッチレリーズ軸受装置８は、変速機の回転軸９の周囲に、クラッチペダルの踏み込みに伴って揺動するレリーズフォーク１０により、この回転軸９の軸方向に変位可能に支持され、変位に伴って前記ダイヤフラムばね７の押圧状態を変化させる事により、前記フライホイール３と前記クラッチディスク４との断接状態を切り換える。即ち、前記クラッチペダルを踏み込んで前記レリーズフォーク１０を揺動させ、前記クラッチレリーズ軸受装置８を、前記回転軸９の基端側（図１の右側）に変位させる事により、前記ダイヤフラムばね７の中央部を引っ張る。そして、前記プレッシャプレート６を前記クラッチディスク４に向け押圧している力を解除して、このクラッチディスク４を前記フライホイール３から引き離す（クラッチ機構２を切断する）。一方、前記クラッチペダルから足を離すと、前記クラッチレリーズ軸受装置８が、前記回転軸９の先端側（図１の左側）に変位し、前記ダイヤフラムばね７の中央部を押圧する。これにより、前記クラッチディスク４を、前記プレッシャプレート６を介して前記フライホイール３に向け押圧し、これらフライホイール３とクラッチディスク４とを圧着する（クラッチ機構２を接続する）。

この様なクラッチレリーズ軸受装置８は、レリーズ軸受である前記玉軸受１、スリーブ１１及び弾性部材１２を、それぞれが鋼板の如き金属板を曲げ形成して成る側板１３と、カバー１４との間で挟持する事により構成している。このうちの玉軸受１は、内周面の軸方向中間部に深溝型の外輪軌道１５を有する、静止輪である外輪１６と、外周面の軸方向中間部に深溝型の内輪軌道１７を有する、回転輪である内輪１８と、前記外輪軌道１５とこの内輪軌道１７との間に転動自在に設けられた複数個の玉１９、１９とを備える。このうちの内輪１８の軸方向片端部（図１、３の左端部）を、前記外輪１６の内径側から軸方向に突出させる事で、当該部分に延長部２０を設けている。そして、この延長部２０の先端部を前記ダイヤフラムばね７の内周縁部に連結する事で、前記内輪１８がこのダイヤフラムばね７と同期して回転する様にしている。又、前記外輪１６の内周面と前記内輪１８の外周面との間で、前記各玉１９、１９を設置した空間には、潤滑剤であるグリースを充填している。そして、この空間の両端部をシールリング３１、３１により塞ぎ、このグリースが漏洩するのを防止している。尚、図４は、前記延長部２０を省略して示している。

前記スリーブ１１は、略円環状の芯金２１と、この芯金２１により補強された、合成樹脂製で略円筒状のスリーブ本体２２とを備える。このうちの芯金２１の軸方向片側面を、前記玉軸受１の外輪１６の軸方向他側面（図１、３の右側面）に突き当てている。又、前記スリーブ本体２２を、前記変速機を収納したハウジング２３の先端部に設けた円筒部２４の外周面に対し、この円筒部２４の内径側に回転自在に支持された前記回転軸９の軸方向に変位（摺動）可能に外嵌支持している。

前記弾性部材１２は、前記スリーブ１１の芯金２１と、前記カバー１４との間に設けられ、これら芯金２１とカバー１４とに対して、互いに離隔させる方向の弾力を付与する（これら芯金２１とカバー１４との間で突っ張る）もので、例えば板ばね（皿ばね、スプリングワッシャ又はウェーブワッシャ）により構成される。

前記側板１３は、前記玉軸受１の周囲に配置された円筒部２５と、この円筒部２５の軸方向片端縁から径方向内方に直角に折れ曲がった内径側円輪部２６と、この円筒部２５の軸方向他端縁から径方向外方に直角に折れ曲がった外径側円輪部２７と、この外径側円輪部２７の外周縁のうちの径方向反対側２箇所位置に設けられたフォーク係合部２８、２８とを備える。このうちの内径側円輪部２６の軸方向他側面を、前記玉軸受１の外輪１６の軸方向片側面に突き当てている。又、前記両フォーク係合部２８、２８に前記レリーズフォーク１０を係合させる事で、このレリーズフォーク１０の揺動に伴い、前記クラッチレリーズ軸受装置８を、前記回転軸９の軸方向に関する変位を可能としている。

前記カバー１４は、円輪部２９と、この円輪部２９の外周縁の径方向反対側２箇所位置に設けられた係合片３０、３０とを備える。このうちの円輪部２９の軸方向片側面を、前記弾性部材１２に突き当てている。又、前記両係合片３０、３０を、前記側板１３の外径側円輪部２７に係合させる事で、前記カバー１４と前記側板１３とを結合している。

そして、本例の場合には、前記内輪軌道１７の断面形状の曲率半径（溝半径）Ｒ_１７を、前記各玉１９の直径Ｄ_１９の０．５０５倍以上、０．５２倍以下に規制すると共に、以下の（Ａ）（Ｂ）の２つの条件を満たす様に、前記玉軸受１のラジアル隙間（前記外輪１６と前記内輪１８とのうちの一方を固定し、他方を径方向に変位させた場合の変位量）と前記外輪軌道１５の断面形状の曲率半径（溝半径）Ｒ_１５とを規制している。
（Ａ）前記外輪１６と前記内輪１８との間の角隙間（前記外輪１６と前記内輪１８とのうちの一方を固定し、他方を軸方向に傾斜させた場合の傾斜量）θが０．３度以上（好ましくは０．５度以上）、１．０度以下である事。
（Ｂ）前記玉軸受１の転がり疲れ寿命（前記外輪軌道１５及び前記内輪軌道１７、並びに、前記各玉１９、１９の転動面の転がり疲れ寿命のうち、最も短い部分の転がり疲れ寿命）が、前記外輪軌道１５の溝半径Ｒ_１５が前記内輪軌道１７の溝半径Ｒ_１７と同じであって、前記外輪１６及び前記内輪１８の中心軸同士が一致している（この外輪１６に対するこの内輪１８の傾き角度が０度である）と仮定した場合の転がり疲れ寿命（前記最も短い部分の転がり疲れ寿命）の７０％以上（、好ましくは８０％以上、より好ましくは９０％以上、更に好ましくは１００％以上）である事。

具体的には、前記内輪軌道１７の溝半径Ｒ_１７を、前記各玉１９の直径Ｄ_１９の０．５０５倍以上、０．５２倍以下に規制すると共に、上述の（Ａ）（Ｂ）の２つの条件を満たす、前記玉軸受１のラジアル隙間と前記外輪軌道１５の溝半径Ｒ_１５とを、計算により、或いは実験的に求める。

上述の様な本例の玉軸受１によれば、転がり寿命を確保しつつ、グリースの寿命を確保する事ができる。
即ち、本例の場合、前記外輪軌道１５と前記内輪軌道１７とのうちで、プルタイプの前記クラッチ機構２に組み込んだ場合に、前記内輪１８のうちの軸方向から見て凸曲面である外周面に形成されている為、前記各玉１９、１９の転動面との接触面圧が大きくなり易い内輪軌道１７の溝半径Ｒ_１７を、一般的な単列深溝型玉軸受の内輪軌道の溝半径と同じ、前記各玉１９、１９の直径Ｄ_１９の０．５０５倍以上、０．５２倍以下に規制すると共に、上述の様な（Ａ）（Ｂ）の２つの条件を満たす様に、前記玉軸受１のラジアル隙間と前記外輪軌道１５の溝半径Ｒ_１５とを規制（一般的な単列深溝型玉軸受と比較して大きく）している。この為、前記クラッチ機構２を構成する各部材の組立誤差（ミスアライメント）や、前記ダイヤフラムばね７が弾性変形したり、車両走行時のエンジンや変速機が振動したりする事等に基づいて、前記外輪１６に対する前記内輪１８の傾きが大きくなった場合でも、前記玉軸受１の転がり疲れ寿命が徒に低下するのを抑えられる。又、前記外輪軌道１５及び前記内輪軌道１７と、前記各玉１９、１９の転動面との接触面圧が過度に増大するのを抑えられて、これら外輪軌道１５及び内輪軌道１７と、前記各玉１９、１９の転動面との転がり接触部での発熱を抑えられる。この結果、前記玉軸受１の内部に封入したグリースの寿命、延いては、この玉軸受１の耐久性の確保を図れる。

尚、前記内輪軌道１７の溝半径Ｒ_１７を、前記各玉１９、１９の直径Ｄ_１９の０．５０５倍よりも小さくする（Ｒ_１７＜０．５０５Ｄ_１９）と、前記内輪軌道１７とこれら各玉１９、１９の転動面との接触面積が過度に大きくなって、前記玉軸受１の運転時の動トルクが増大すると共に、前記角隙間θを０．３度以上、１．０度以下の範囲に設定する事が難しくなる。一方、前記内輪軌道１７の溝半径Ｒ_１７を、前記各玉１９、１９の直径Ｄ_１９の０．５２倍よりも大きくする（Ｒ_１７＞０．５２Ｄ_１９）と、これら各玉１９、１９の転動面との接触面積が過度に小さくなり、これら各玉１９、１９の転動面との接触面圧が徒に大きくなる可能性がある。この結果、これら各玉１９、１９の転動面との接触面圧が前記外輪軌道１９よりも大きく成り易い、前記内輪軌道１７の転がり疲れ寿命を確保し難くなる可能性がある。
又、前記角隙間θを、０．３度よりも小さくする（θ＜０．３度）と、前記外輪１６と前記内輪１８との間に作用するアキシアル荷重が大きくなった場合に、前記外輪軌道１５及び前記内輪軌道１７と、前記各玉１９、１９の転動面との接触面圧が過度に増大して、前記玉軸受１の転がり疲れ寿命の確保が難しくなる可能性がある。一方、前記角隙間θを、１．０度よりも大きくする（θ＞１．０度）と、前記外輪１６と前記内輪１８とのがたつきが徒に大きくなる可能性がある。

更に、本例の場合には、この玉軸受１の諸元（内径及び外径、並びに、玉径）を変更する事なく、上述の効果を得る事ができる。この為、クラッチ機構２の製造コスト、及び、組立コストが徒に増大する事はない。

本発明のプルタイプクラッチレリーズ装置用玉軸受である、玉軸受１に関して、具体的な寸法の１例を示す。
図５は、呼び番号が６０１９である単列深溝型の玉軸受１（外径：１４５ｍｍ、内径：９５ｍｍ、幅２４ｍｍ、玉径：１５．０８１ｍｍ）に就いて、外輪１６及び内輪１８の中心軸同士の傾きと、前記玉軸受１の転がり疲れ寿命との関係を示している。即ち、前記外輪１６と前記内輪１８との間に、１．０×１０^４［Ｎ］（１０２０［ｋｇｆ］）のアキシアル荷重のみを付与し（ラジアル荷重を０とし）、前記内輪１８を前記外輪１６に対して軸方向に傾斜させた状態で、これら外輪１６と内輪１８とを相対回転させた場合の前記玉軸受１の転がり疲れ寿命を、５種類の外輪軌道１５の溝半径Ｒ_１５毎に示している。尚、内輪軌道１７の溝半径Ｒ_１７は、各玉１９、１９の玉径Ｄ_１９の０．５２倍としている。又、前記玉軸受１のラジアル隙間は、図５の（Ａ）では、０．０６［ｍｍ］とし、同図の（Ｂ）では、０．３［ｍｍ］としている。

前記図５の（Ａ）から明らかな様に、前記外輪１６に対する前記内輪１８の傾きが小さい（具体的には、この外輪１６に対するこの内輪１８の傾き角度が、前記外輪軌道１５の溝半径Ｒ_１５が玉径の０．５８倍である場合には０．２７度よりも、同じく０．５７倍である場合には凡そ０．２６度よりも、同じく０．５６倍である場合には凡そ０．２５度よりも、同じく０．５５倍である場合には凡そ０．２３度よりも、それぞれ小さい）場合には、前記外輪軌道１５の溝半径Ｒ_１５を、一般的な単列深溝型玉軸受の外輪軌道の溝半径（標準溝半径、即ち、玉径の０．５２倍）と同じ程度である、前記各玉１９、１９の玉径Ｄ_１９の０．５２倍とした場合に、これよりも大きくした場合よりも、前記玉軸受１の転がり疲れ寿命が長くなる。これに対し、前記外輪１６に対する前記内輪１８の傾きが大きい（具体的には、この外輪１６に対するこの内輪１８の傾き角度が、前記外輪軌道１５の溝半径Ｒ_１５が玉径の０．５８倍である場合には０．２７度以上、同じく０．５７倍である場合には凡そ０．２６度以上、同じく０．５６倍である場合には凡そ０．２５度以上、同じく０．５５倍である場合には凡そ０．２３度以上である）場合には、前記外輪軌道１５の溝半径Ｒ_１５を、前記標準溝半径よりも大きくした（前記玉径Ｄ_１９の０．５５〜０．５８倍とした）場合に、この標準溝半径とした場合よりも、前記玉軸受１の転がり疲れ寿命を長くできる。具体的には、この玉軸受１の転がり疲れ寿命を、前記傾き角度が０．３度である場合には、２倍程度にする事ができ、この傾き角が０．４〜０．５度である場合には、４倍以上にする事ができる。

又、図５の（Ｂ）に示す様に、前記外輪１６に対する前記内輪１８の傾きを更に大きくした（前記傾き角度を０．９度以上にした）場合には、前記溝半径Ｒ_１５を標準溝半径とすると、前記玉軸受１の転がり接触部に加わる面圧が過度に大きくなり、この玉軸受１の転がり疲れ寿命が大幅に低下する。これに対し、前記溝半径Ｒ_１５を標準溝半径よりも大きくすれば、前記外輪１６に対する前記内輪１８の傾きが更に大きくなった場合でも、前記玉軸受１の転がり疲れ寿命をある程度確保する事ができる。

この様な図５からも明らかな通り、プルタイプのクラッチ機構２に組み込む玉軸受１の様に、運転中に前記外輪１６に対する前記内輪１８の傾きが大きくなる場合には、前記外輪軌道１５の溝半径を、一般的な単列深溝型玉軸受の外輪軌道の溝半径である標準溝半径よりも大きくする事が、前記玉軸受１の転がり疲れ寿命の向上を図る面からは効果がある。

図６、７は、呼び番号６０１９である単列深溝型の玉軸受１に就いて、ラジアル隙間と、角隙間との関係を、外輪軌道１５の溝半径Ｒ_１５毎に示している。尚、内輪軌道１７の溝半径Ｒ_１７は、図６では、各玉１９、１９の玉径Ｄ_１９の０．５２倍とし、図７では、同じく０．５０５倍としている。図６、７中、太い実線ａは、１×１０^４［Ｎ］（１０２０［ｋｇｆ］）のアキシアル荷重のみを付与した（ラジアル荷重を０とした）場合の前記玉軸受１の転がり疲れ寿命を、前記外輪軌道１５の溝半径Ｒ_１５を前記内輪軌道１７の溝半径Ｒ_１７と同じと仮定した場合の前記玉軸受１の転がり疲れ寿命の７０％を確保できる値を示している。又、図６、７中、太い実線ｂは、同じく８０％を確保できる値を、太い実線ｃは、同じく９０％を確保できる値を、太い実線ｄは、同じく１００％を確保できる値を、それぞれ示している。

即ち、呼び番号６０１９である単列深溝型の玉軸受１に本発明を適用する場合には、例えば、内輪軌道１７の溝半径Ｒ_１７を、各玉１９、１９の玉径Ｄ_１９の０．５２倍に規制すると共に、外輪軌道１５の溝半径Ｒ_１５を、この玉径Ｄ_１９の０．５５倍に規制し、ラジアル隙間を０．１０［ｍｍ］以上（、好ましくは０．１４［ｍｍ］以上、より好ましくは０．１８［ｍｍ］以上、更に好ましくは０．２４［ｍｍ］以上）、０．２７［ｍｍ］以下に規制する。若しくは、外輪軌道１５の溝半径Ｒ_１５を、この玉径Ｄ_１９の０．５６倍とした場合には、ラジアル隙間を０．０６［ｍｍ］以上（、好ましくは０．１０［ｍｍ］以上、より好ましくは０．１２［ｍｍ］以上、更に好ましくは０．１５［ｍｍ］以上）、０．２３［ｍｍ］以下に規制する。若しくは、外輪軌道１５の溝半径Ｒ_１５を、この玉径Ｄ_１９の０．５７倍に規制した場合には、ラジアル隙間を０．０４［ｍｍ］以上（、好ましくは０．０７［ｍｍ］以上、より好ましくは０．１０［ｍｍ］以上、更に好ましくは０．１２［ｍｍ］以上）、０．２１［ｍｍ］以下に規制する。若しくは、外輪軌道１５の溝半径Ｒ_１５を、この玉径Ｄ_１９の０．５８倍に規制した場合には、ラジアル隙間を０．０２［ｍｍ］以上（、好ましくは０．０６［ｍｍ］以上、より好ましくは０．０８［ｍｍ］以上、更に好ましくは０．１０［ｍｍ］以上）、０．１８［ｍｍ］以下に規制する。

又は、前記内輪軌道１７の溝半径Ｒ_１７を、各玉１９、１９の玉径Ｄ_１９の０．５０５倍に規制すると共に、外輪軌道１５の溝半径Ｒ_１５を、この玉径Ｄ_１９の０．５５倍に規制し、ラジアル隙間を０．２０［ｍｍ］以上、０．３３［ｍｍ］以下に規制する。若しくは、外輪軌道１５の溝半径Ｒ_１５を、この玉径Ｄ_１９の０．５６倍とした場合には、ラジアル隙間を０．１１［ｍｍ］以上（、好ましくは０．１８［ｍｍ］以上、より好ましくは０．２８［ｍｍ］以上）、０．２９［ｍｍ］以下に規制する。若しくは、外輪軌道１５の溝半径Ｒ_１５を、この玉径Ｄ_１９の０．５７倍に規制した場合には、ラジアル隙間を０．０７［ｍｍ］以上（、好ましくは０．１１［ｍｍ］以上、より好ましくは０．１６［ｍｍ］以上、更に好ましくは０．２３［ｍｍ］以上）、０．４［ｍｍ］以下に規制する。若しくは、外輪軌道１５の溝半径Ｒ_１５を、この玉径Ｄ_１９の０．５８倍に規制した場合には、ラジアル隙間を０．０６［ｍｍ］以上（、好ましくは０．０８［ｍｍ］以上、より好ましくは０．１２［ｍｍ］以上、更に好ましくは０．１６［ｍｍ］以上）、０．２１［ｍｍ］以下に規制する。

１ 玉軸受
２ クラッチ機構
３ フライホイール
４ クラッチディスク
５ クラッチカバー
６ プレッシャプレート
７ ダイヤフラムばね
８ クラッチレリーズ軸受装置
９ 回転軸
１０ レリーズフォーク
１１ スリーブ
１２ 弾性部材
１３ 側板
１４ カバー
１５ 外輪軌道
１６ 外輪
１７ 内輪軌道
１８ 内輪
１９ 玉
２０ 延長部
２１ 芯金
２２ スリーブ本体
２３ ハウジング
２４ 円筒部
２５ 円筒部
２６ 内径側円輪部
２７ 外径側円輪部
２８ フォーク係合部
２９ 円輪部
３０ 係合片

Claims (2)

1. 内周面に深溝型の外輪軌道を有する外輪と、外周面に深溝型の内輪軌道を有する内輪と、これら外輪軌道と内輪軌道との間に転動自在に設けられた複数個の玉とを備え、
   前記外輪と前記内輪とのうちの一方が、プレッシャプレートをクラッチディスクに向けて押圧するダイヤフラムばねに、このダイヤフラムばねと同期して回転可能に連結した回転輪である、
   プルタイプクラッチレリーズ軸受装置用玉軸受に於いて、
   前記内輪軌道の断面形状の曲率半径を、前記各玉の直径の０．５０５倍以上、０．５２倍以下に規制すると共に、ラジアル隙間と前記外輪軌道の断面形状の曲率半径とを、前記外輪と前記内輪との間の角隙間が、０．３度以上、１．０度以下になる様に規制している、
   事を特徴とするプルタイプクラッチレリーズ軸受装置用玉軸受。
2. 前記ラジアル隙間と前記外輪軌道の断面形状の曲率半径とを、前記角隙間が、０．５度以上、１．０度以下となり、且つ、転がり疲れ寿命が、前記外輪軌道の断面形状の曲率半径が前記内輪軌道の断面形状の曲率半径と同じであって、前記外輪及び前記内輪の中心軸同士が一致していると仮定した場合の転がり疲れ寿命の７０％以上となる様に規制している、
   請求項１に記載したプルタイプクラッチレリーズ軸受装置用玉軸受。

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