JP2020098014A - 軸受装置 - Google Patents

Abstract

【課題】コスト上昇を避けつつ、軸受装置に備わる外輪の水素脆性剥離を防止する。【解決手段】ハウジング４は、外輪９を径方向に支持するボディ１１と、ボディ１１に固定されたプレート１２と、プレート１２をボディ１１及び外輪９に軸方向に締め付ける複数の雄ねじ部品１３とを有する。プレート１２、複数の雄ねじ部品１３がボディ１１から取り外された状態で回転軸３が運転された場合に転がり軸受５の荷重負荷域の中で最大の外輪接触面圧をＰｍａｘ０とし、それら雄ねじ部品１３によってプレート１２がボディ１１に固定された状態で回転軸３が運転された場合に転がり軸受５の荷重負荷域の中で最大の外輪接触面圧をＰｍａｘ１としたとき、それら雄ねじ部品１３を、Ｐｍａｘ１≦Ｐｍａｘ０となるようにＰｍａｘ０の接触領域の位置から離れた位置に配置する。【選択図】図１

Description

この発明は、トランスミッション等で使用される軸受装置に関し、詳しくは、転がり軸受で回転軸をハウジングに対して回転自在に支持し、ハウジングにねじ止めされたプレートで転がり軸受の外輪の軸方向移動を阻止するものに関する。

例えば、自動車のデュアルクラッチトランスミッション（ＤＣＴ）又は連続可変トランスミッション（ＣＶＴ）等のトランスミッションにおいては、トランスミッションのハウジングに対して回転軸を転がり軸受で回転自在に支持している。その転がり軸受には、回転軸からラジアル荷重が負荷され、その転がり軸受に負荷された荷重がハウジングで受けられる。

トランスミッションの回転軸の端部に転がり軸受の内輪が嵌合され、ハウジングの内面に設けられた凹部に転がり軸受の外輪が嵌合されると共に、プレートが複数の雄ねじ部品によって凹部に固定されている。プレートは、転がり軸受の外輪が凹部から抜け出すことを防止するためのものである（例えば、特許文献１）。

特許文献１のプレートは、３本の雄ねじ部品によってハウジングの凹部と締結されている。３本の雄ねじ部品の軸力によってプレートが外輪に向かって軸方向に押し付けられ、その外輪が凹部とプレートとで軸方向に拘束されている。

近年、ＣＶＴ用軸受などでは、特異剥離の一つである水素脆性剥離に対する課題が注目されている。ＣＶＴなどに使用される特殊鋼製の転がり軸受に対してどのような機序で水素が侵入して脆化を進行させるのかは未だ原因が特定されていない。

その水素脆性剥離に対する対応策としては、軸受材料である鋼材のＣｒ含有量を多くして表面に不動態膜を形成すること、又は、窒化処理を施して水素拡散係数を小さくすることが効果的とされている（特許文献２、３）。

特開２０１２−１３２４９５号公報 特開２０１４−０４７４０３号公報 特開２００３−２２５２７０号公報

しかしながら、特許文献２、３のような特殊鋼の使用又は窒化のための特殊熱処理を行う場合も、転がり軸受が高価になる問題がある。

また、複数の雄ねじ部品がハウジングの凹部及び外輪にプレートを締め付ける軸受固定構造においては、それら雄ねじ部品の軸力の影響で外輪が変形する事象が発生する。この外輪の変形は、外輪の格子欠陥に水素がトラップされる要因になる。また、その外輪変形に伴い、外輪の軌道面が円形でなくなるため、転動体が外輪の軌道面に沿って１周公転する間に、外輪接触面圧（転動体との接触領域における外輪の表面圧力）が局所的に高くなる通過領域が生じる。この通過領域では、外輪と転動体の金属接触による摩耗が生じて新生面が露出し易くなり、その新生面の触媒作用によって潤滑剤が分解されて水素が発生し、外輪を成す鋼中に前述の水素が侵入し、外輪の軌道面で起こる水素脆性剥離の要因になると考えられる。

特許文献１のようにプレートの各貫通孔付近の剛性を意図的に低くし、外輪に対する押圧力を円周方向に均一化する技術は、プレートの厚さを大きくすれば有効性を期待できるが、そのような厚さのプレートは、プレス加工での形成が困難であって切削加工で形成することになるので、コスト高で重いものとなる。

そこで、この発明が解決しようとする課題は、コスト上昇を避けつつ、軸受装置に備わる外輪での水素脆性剥離を防止することにある。

上記の課題を達成するため、この発明は、回転軸と、ハウジングと、前記回転軸を前記ハウジングに対して回転自在に支持する転がり軸受と、を備え、前記転がり軸受が、前記回転軸に嵌合された内輪と、前記ハウジングに嵌合された外輪と、前記内輪と前記外輪との間に配置された複数の転動体とを有し、前記ハウジングが、前記外輪を径方向に支持するボディと、前記ボディに固定されたプレートと、前記プレートを前記ボディ及び前記外輪に軸方向に締め付ける複数の雄ねじ部品とを有する軸受装置において、前記プレート及び前記複数の雄ねじ部品が前記ボディから取り外された状態で前記回転軸が運転された場合に前記転がり軸受の荷重負荷域の中で最大の外輪接触面圧をＰｍａｘ_０とし、前記プレートが前記複数の雄ねじ部品によって前記ボディに固定された状態で前記回転軸が運転された場合に前記転がり軸受の荷重負荷域の中で最大の外輪接触面圧をＰｍａｘ_１としたとき、前記複数の雄ねじ部品が、Ｐｍａｘ_１≦Ｐｍａｘ_０となるようにＰｍａｘ_０の接触領域の位置から離れた位置に配置されている構成を採用した。

回転軸からのラジアル荷重を受ける転がり軸受の荷重負荷域では、荷重を分担する転動体と外輪の接触領域における外輪表面部分の面圧（外輪接触面圧）が高圧となる。プレートの固定に伴う外輪の変形がない場合を考えると、転がり軸受の荷重負荷域の中で最大の外輪接触面圧Ｐｍａｘ_０の接触領域の位置は、回転軸から転がり軸受に負荷されるラジアル荷重の方向で決まる。一方、複数の雄ねじ部品によってプレートをハウジングのボディに固定された場合を考えると、プレートからの押圧力による外輪の変形は、雄ねじ部品に近い位置程に大きくなる傾向がある。Ｐｍａｘ_０の接触領域の位置と回転軸の回転中心線を結ぶ径方向の仮想直線（前述のラジアル荷重の作用線）の延長上に雄ねじ部品のねじ軸線が位置すると、転がり軸受の荷重負荷域の中で最大の外輪接触面圧Ｐｍａｘ_１の接触領域の位置はＰｍａｘ_０の接触領域と同じ位置になるが、前述の外輪の変形によって転動体の転がり運動が妨げられるため、Ｐｍａｘ_１がＰｍａｘ_０よりも高くなる。雄ねじ部品のねじ軸線を前述のラジアル荷重の作用線の延長上から遠い位置に配置する程、Ｐｍａｘ_１の接触領域の位置がラジアル荷重の作用線上から遠くなり、かつＰｍａｘ_１が低くなる傾向がある。したがって、前述のラジアル荷重の作用線の延長上から複数の雄ねじ部品を適切に離して配置すれば、Ｐｍａｘ_１をＰｍａｘ_０と同等以下にすることが可能である。これにより、複数の雄ねじ部品によってプレートがハウジングのボディ及び外輪に締め付けられて外輪が変形しても、外輪接触面圧が高くならず、外輪と転動体の接触領域における摩耗が防止される。したがって、外輪での新生面の生成が防止され、新生面と潤滑剤の接触による水素発生が抑えられるので、外輪の水素脆性剥離が防止される。このように、複数の雄ねじ部品の配置によって外輪の水素脆性剥離が防止されるため、プレートの厚さを厚く設定したり、特許文献２、３のような特殊鋼又は特殊熱処理を外輪に採用したりすることが不要になり、コスト上昇が避けられる。

具体的には、前記Ｐｍａｘ_０の接触領域の位置を通る径方向の仮想直線上を位相０°としたとき、位相０°から一方回りで考えた前記複数の雄ねじ部品の位相と、位相０°から前記一方回りと反対回りに考えた前記複数の雄ねじ部品の位相とが同等であるとよい。このようにすると、複数の雄ねじ部品の軸力を位相０°基準でプレートにバランスよく負荷することができる。

より好ましくは、前記複数の雄ねじ部品の総本数が３本であるとよい。雄ねじ部品の総本数を４本以上にすると、隣り合う雄ねじ部品間の位相差が９０°以下になり、各雄ねじ部品をＰｍａｘ_０の接触領域の位置からＰｍａｘ_１≦Ｐｍａｘ_０となるまで離すことが難しくなる。雄ねじ部品の総本数を２本にすると、これら雄ねじ部品の軸力でプレートが反ってしまう。

また、前記Ｐｍａｘ_０の接触領域の位置を通る径方向の仮想直線上を位相０°としたとき、前記複数の雄ねじ部品の各ねじ軸線が、位相０°から一方回りに＋４０°以上離れかつ当該一方回りと反対回りに−４０°以上離れた範囲に配置されているとよい。このようにすると、トランスミッション用軸受装置において一般的な軸受形式及び軸受主要寸法においてＰｍａｘ_１をＰｍａｘ_０と同等以下にすることができる。

前記プレートが、板厚５ｍｍ以下の一枚の金属板によって形成されているとよい。このようにすると、プレートが重くならず、また、切削加工でプレートを形成することが不要になるので、トランスミッション用途に好適な軸受装置にすることができる。

例えば、前記回転軸が、トランスミッションに備わる回転軸からなる。このようにすると、コスト上昇を避けつつ、トランスミッションに備わる軸受装置の耐久性向上を図ることができる。

上述のように、この発明は、上記構成の採用により、コスト上昇を避けつつ、軸受装置に備わる外輪の水素脆性剥離を防止することができ、ひいてはトランスミッション用途に好適な軸受装置を実現することができる。

この発明の実施形態に係る軸受装置を示す図２のＩ−Ｉ線断面図 図１のＩＩ−ＩＩ線断面図 転がり軸受の外輪の変形が外輪接触面圧の分布に及ぼす影響を探った数値解析の結果を示すグラフ 図３の数値解析の結果に基づく折れ線グラフ

この発明に係る軸受装置の一例としての実施形態を添付図面に基づいて説明する。図１、図２は、実施形態に係る軸受装置を自動車のトランスミッションに適用する場合の一例として、ベルト式ＣＶＴ（以下、単に「ＣＶＴ」と呼ぶ）への適用例を示している。なお、図１は、図２のＩ−Ｉ線断面図である。

図２に示すように、ＣＶＴは、プライマリプーリ１と、セカンダリプーリ（図示せず）と、プライマリプーリ１とセカンダリプーリ間に架け渡された動力伝達ベルト２とを備える周知の構造のものである。

実施形態に係る軸受装置は、回転軸３と、ハウジング４と、回転軸３をハウジング４に対して回転自在に支持する転がり軸受５とを備える。

プライマリプーリ１は、固定シーブ６と、固定シーブ６に対して接近・離反可能な可動シーブ７とを有する。固定シーブ６は、回転軸３に固定されている。可動シーブ７は、回転軸３によって相対回転不可、軸方向スライド自在に支持されている。可動シーブ７の位置が油圧によって制御されてプライマリプーリ１とセカンダリプーリとの間の変速比が調整される。なお、図２では、可動シーブ７を軸方向に変位させる機構の図示を省略している。

前述のセカンダリプーリもプライマリプーリ１と同じく固定シーブと可動シーブとを有する。プライマリプーリ１とセカンダリプーリのうち、一方のプーリ（図示例ではプライマリプーリ１）が他方のプーリの斜め上方に配置され、その一方のプーリの固定シーブ６と一体の回転軸３の片端側が転がり軸受５によって支持されている。

回転軸３は、動力伝達ベルト２によって回転駆動される固定シーブ６及び可動シーブ７と一体に回転し、これら両シーブ６、７の回転中心となる。回転軸３は、中空回転軸状になっており、その中空孔を通じて潤滑油を転がり軸受５に供給することが可能になっている。回転軸３の一端側は、転がり軸受５によってハウジング４に対して回転自在に支持されている。回転軸３の他端側も他の転がり軸受によってハウジング４に対して回転自在に支持されるが、図２では、回転軸３の他端側の支持構造の図示を省略している。

以下、回転軸３の回転中心線に沿った方向のことを「軸方向」という。また、その回転軸３の回転中心線回りに一周する円周に沿った方向のことを「円周方向」という。また、その回転軸３の回転中心線に直交する方向のことを「径方向」という。

ハウジング４は、プライマリプーリ１、セカンダリプーリ等を収容するＣＶＴのケーシングの一部として構成されている。ハウジング４は、回転軸３に対して静止し、転がり軸受５を径方向及び軸方向に支持する。

転がり軸受５は、ラジアル軸受として構成されている。図１、図２に示すように、転がり軸受５は、回転軸３に嵌合された内輪８と、ハウジング４に嵌合された外輪９と、内輪８と外輪９との間に配置された複数の転動体１０とを有する。

内輪８は、外周側に軌道面を有する環状の軸受部品である。外輪９は、内周側に軌道面を有する環状の軸受部品である。転動体１０は、内輪８の軌道面と外輪９の軌道面に対応する転動面を有する軸受部品である。

内輪８は、回転軸３と一体に回転するように回転軸３の外周に嵌合されている。外輪９は、ハウジング４に固定されている。

内輪８、外輪９及び転動体１０は、それぞれ鋼によって形成されている。

図示では、転がり軸受５として深溝玉軸受を例示している。内輪８の軌道面と外輪９の軌道面は、それぞれ断面円弧状であって、円周方向全周で同一の断面形状を有するように形成されている。転動体１０は、玉からなる。

回転軸３から転がり軸受５に負荷される最大のラジアル荷重の方向は、実質的に一定である。図２のＣＶＴにおいては、プライマリプーリ１がセカンダリプーリの斜め上側にあるＣＶＴを想定している。このため、プライマリプーリ１を支持する転がり軸受５に対して回転軸３から斜め下側の方向に最大のラジアル荷重が負荷される。図１において、そのラジアル荷重Ｐの作用線を矢線で示す。

図１、図２に示すように、ハウジング４は、外輪９を径方向に支持するボディ１１と、ボディ１１に固定されたプレート１２と、プレート１２をボディ１１及び外輪９に軸方向に締め付ける複数の雄ねじ部品１３とを有する。

ボディ１１は、外輪９の外径面に嵌め合う円筒面状の軸受座面１１ａと、軸受座面１１ａに嵌合された外輪９の軸方向一方側（図２において左側）の端面を軸方向に支持する肩部１１ｂと、軸受座面１１ａの軸方向他方側（図２において右側）に連続する締結面１１ｃと、軸受座面１１ａに対して径方向外方に位置する複数のねじ貫通部１１ｄとを有する。

軸受座面１１ａとボディ１１の外側面との間の厚さは、外輪９の外径面の真円度を所定内に保てる強度を確保するように設定されている。このため、回転軸３から転がり軸受５に負荷されるラジアル荷重によって外輪９が楕円状に過大変形させられることがない。

締結面１１ｃは、円周方向全周に連続しかつ径方向に沿った平坦面として形成されている。締結面１１ｃは、プレート１２と軸方向に接触する部位となる。

ねじ貫通部１１ｄは、雄ねじ部品１３のねじ回転軸を軸方向に差し込み可能な貫通孔を規定する。ボディ１１に形成された複数のねじ貫通部１１ｄの総数は３である。これらねじ貫通部１１ｄは、円周方向に均等間隔（すなわち回転軸３の回転中心線Ｏ_１回りに１２０°間隔）で配置されている。

プレート１２は、回転軸３の周囲に配置された開口部１２ａと、雄ねじ部品１３のねじ回転軸に対応する複数の雌ねじ部１２ｂとを有する。開口部１２ａは、軸受座面１１ａに嵌合された外輪９の外周段部９ａと軸方向及び径方向に接触する。

プレート１２の外周は、正三角形状の各角部を同等に省いた六角形状に形成されている。雌ねじ部１２ｂの総数は３であり、ねじ貫通部１１ｄの総数と同じである。これら雌ねじ部１２ｂは、円周方向に均等間隔で配置されている。雌ねじ部１２ｂは、プレート１２の外周の六角形状を成す６辺のうち、３箇所の短辺と開口部１２ａとの間に配置されている。

プレート１２は、板厚５ｍｍ以下の一枚の金属板によって形成されている。プレート１２の全体的な形状は、プレス成形されている。そのプレス成形品に対し、雌ねじ部１２ｂを形成するねじ切り加工が施されている。

複数の雄ねじ部品１３の総本数は、ねじ貫通部１１ｄ、雌ねじ部１２ｂと同数である。雄ねじ部品１３は六角ボルトを例示したが、これに限定されない。

複数の雄ねじ部品１３をボディ１１のねじ貫通部１１ｄからプレート１２の複数の雌ねじ部１２ｂにねじ込むことにより、プレート１２がボディ１１に固定され、ハウジング４に対する外輪９の軸方向移動を阻止する状態になる。このとき、３本の雄ねじ部品１３のねじ軸線Ｏ_２は、円周方向に１２０°間隔で配置されている。これら雄ねじ部品１３の軸力により、プレート１２は、その軸方向一方側の側面においてボディ１１の締結面１１ｃ及び外輪９の外周段部９ａに軸方向に締め付けられている。この締め付けにより、プレート１２から外輪９に軸方向の押圧力が加えられ、ボディ１１の肩部１１ｂが外輪９から軸方向一方側に向かって押されている。

ＣＶＴの回転軸３に逆入力が生じた際にプレート１２で転がり軸受５の軸方向変位挙動に抵抗するため、各雄ねじ部品１３の軸力は数トンに設定される。ボディ１１の肩部１１ｂ付近をハウジング４の外側から軸方向に支持するバックアップ面がないため、プレート１２から外輪９に加えられる押圧力は、ハウジング４ごと外輪９を変形させる程の大きさになる。その押圧力は、雄ねじ部品１３に近くなる程に大きくなり、雄ねじ部品１３から遠くなる程に小さくなる傾向がある。このため、外輪９の変形も同様の傾向となる。したがって、雄ねじ部品１３に近い位置程に外輪９の軌道面が軸方向に大きく歪み、転動体１０が円滑に転がりにくくなる。このことは、転がり軸受５の荷重負荷域において外輪接触面圧を高める方向に作用する。ここで、転がり軸受５の荷重負荷域は、転がり軸受５のうち、円周方向の一部領域であってラジアル荷重を受ける領域のことをいう。また、外輪接触面圧は、外輪９の軌道面のうち、１個の転動体１０との接触領域における面圧のことをいう。外輪接触面圧は、ヘルツ（Ｈｅｒｔｚ）の弾性接触理論におけるＰｍａｘの値として数値解析で求めることができる。

本願発明者は、雄ねじ部品の位置とＰｍａｘとの関係性を探るための数値解析を行った。その数値解析では、ＣＶＴ用途で一般的な軸受形式及び主要寸法の転がり軸受として、本出願人の製品型番６０１０の深溝玉軸受を解析対象に採用した。また、その数値解析では、回転軸から転がり軸受に負荷される荷重を想定し、ＣＶＴ用途で既知の大きさの等価ラジアル荷重を解析対象に与えた。その等価ラジアル荷重の方向は、回転軸の回転中心線から一方向に設定した。

また、その数値解析では、前述の押圧力が外輪に加えられていない場合を想定し、外輪の変形を設定せずに前述の等価ラジアル荷重を与えた場合をモデル１とした。また、その数値解析では、前述の押圧力による外輪の変形を想定し、解析対象の外輪の変形を設定して前述の等価ラジアル荷重を与えた場合をモデル２〜４とした。

そのモデル２では、前述の等価ラジアル荷重の作用線上での外輪軌道面の変形量を１５μｍに設定し、その作用線上を位相０°に定めた。モデル２の外輪軌道面の変形量は、位相０°から離れた位相である程に小さく設定した。前述の位相０°の位置で外輪と接触する転動体を第１転動体とし、第１転動体から円周方向の一方回りに向かって１つ目に位置する転動体を第２転動体とし、第１転動体から円周方向の一方回りに向かって２つ目に位置する転動体を第３転動体としたとき、モデル３、４では、それら転動体間のピッチ間隔に基づいて外輪軌道面の変形量を変更した。すなわち、モデル３では、第２転動体と外輪の接触領域となる第１位相での外輪軌道面の変形量を１５μｍに設定した。モデル３の外輪軌道面の変形量は、第１位相から離れた位相である程に小さく設定した。モデル４では、第３転動体と外輪の接触領域となる第２位相での外輪軌道面の変形量を１５μｍに設定した。モデル４の外輪軌道面の変形量は、第２位相から離れた位相である程に小さく設定した。これらモデル２〜４は、それぞれ対応の転動体と外輪との接触領域を通る径方向の仮想直線上に雄ねじ部品のねじ軸線を配置した場合を想定したものである。

前述のモデル１〜４において外輪接触面圧の分布（面圧分布）を解析した。各モデルにおいて様々な位相における外輪接触面圧を求め、位相に応じて外輪接触面圧がどのように変化するかを調べた。その解析結果を図３にグラフで示す。図３において、グラフの縦軸は、モデル１の面圧分布における最大の外輪接触面圧に対する比率を示し、グラフの横軸は、前述の位相０°に対する相対角度である位相を示す。位相０°の位置から円周方向の一方回りの位相を正の相対角度で示し、位相０°の位置から前述の一方回りと反対回りの位相を負の相対角度で示す。

モデル１のグラフから、外輪の変形がない場合、外輪接触面圧は、等価ラジアル荷重の作用線上である位相０°の接触領域において最大となり、位相に応じて放物線状に小さくなることが分かる。

モデル２のグラフから、雄ねじ部品のねじ軸線を等価ラジアル荷重の作用線の延長上（位相０°）に配置すると、面圧分布における最大の外輪接触面圧は、位相０°の接触領域で生じ、モデル１における最大の外輪接触面圧に比して１０％以上高くなることが分かる。

モデル３、４のグラフから、雄ねじ部品のねじ軸線を位相０°から離れた位相に配置すると、面圧分布における最大の外輪接触面圧は、位相０°から離れた位相の接触領域で生じると共に低くなることが分かる。

さらに、モデル４のグラフから、雄ねじ部品のねじ軸線を位相０°から十分に離れた位相に配置すると、面圧分布における最大の外輪接触面圧は、外輪の変形がないモデル１における最大の外輪接触面圧よりも低くなることが分かる。

図３のモデル１〜４の各面圧分布における最大の外輪接触面圧と位相との関係を図４に折れ線グラフで示す。この折れ線グラフにおいて、縦軸は、モデル１の面圧分布における最大の外輪接触面圧に対する比率を示し、横軸は、前述の位相０°に対する相対角度である位相を示す。

図４の折れ線グラフが位相４０°の目盛線と交差する位置での縦軸値は１０１％程度である。数値解析の誤差を考慮すると、外輪軌道面の変形量が位相４０°の位置で最大になる場合、その面圧分布における最大の外輪接触面圧は、モデル１の面圧分布における最大の外輪接触面圧と同等になると考えても実質的に問題ない。

図３、図４に示すように、この数値解析では、雄ねじ部品のねじ軸線の位置を位相０°から一方回りについて変更する想定であったが、一方回りと反対回りに変更する場合についても図３のモデル３、４の面圧分布が位相０°の目盛線を対称軸として左右対称に現れることになる。

前述の数値解析の結果から、雄ねじ部品のねじ軸線の位置を位相０°から±４０°以上離れた位相に配置する場合の面圧分布における最大の外輪接触面圧は、モデル１の面圧分布における最大の外輪接触面圧と同等以下になると考えられる。

そこで、図１、図２に示す軸受装置では、複数の雄ねじ部品１３の配置により、転がり軸受５の荷重負荷域の中で最大の外輪接触面圧の抑制が図られている。すなわち、プレート１２及び複数の雄ねじ部品１３がボディ１１から取り外された状態で回転軸３が運転された場合に転がり軸受５の荷重負荷域の中で最大の外輪接触面圧をＰｍａｘ_０とし、プレート１２が複数の雄ねじ部品１３によってボディ１１に固定された状態で回転軸３が運転された場合に転がり軸受５の荷重負荷域の中で最大の外輪接触面圧をＰｍａｘ_１としたとき、複数の雄ねじ部品１３が、Ｐｍａｘ_１≦Ｐｍａｘ_０となるようにＰｍａｘ_０の接触領域の位置から離れた位置に配置されている。

具体的には、図１に示すように、Ｐｍａｘ_０の接触領域は、ラジアル荷重Ｐの作用線上に生じる。Ｐｍａｘ_０の接触領域の位置を通る径方向の仮想直線上を位相０°としたとき、複数の雄ねじ部品１３の各ねじ軸線Ｏ_２が、位相０°から一方回り（図１において時計回り）に＋４０°以上離れかつ当該一方回りと反対回り（図１において反時計回り）に−４０°以上離れた範囲に配置されている。

円周方向に均等間隔で配置された３本の雄ねじ部品１３のうち、１本の雄ねじ部品１３のねじ軸線Ｏ_２の位置は、Ｐｍａｘ_０の接触領域の位置と±１８０°の位相に配置されている。したがって、位相０°から一方回りで考えた複数の雄ねじ部品１３の位相と、位相０°から一方回りと反対回りに考えた複数の雄ねじ部品の位相とが同等である。

実施形態に係る軸受装置は、上述のようなものであり、複数の雄ねじ部品１３が、Ｐｍａｘ_１≦Ｐｍａｘ_０となるようにＰｍａｘ_０の接触領域の位置から離れた位置に配置されているので、複数の雄ねじ部品１３によってプレート１２がハウジング４のボディ１１及び外輪９に締め付けられて外輪９が変形しても、外輪接触面圧が高くならず、外輪９と転動体１０の接触領域における摩耗が防止される。

外輪９の軌道面において水素脆性剥離が発生するか否かには、外輪９の軌道面と転動体１０の金属接触が生じて当該軌道面に摩耗が起こるか否かが影響すると考えられる。外輪９の軌道面の摩耗が起こるか否かは、外輪９の軌道面と転動体１０間の最小油膜厚さと、外輪接触面圧との一次関数的な関係性に依存する。つまり、外輪接触面圧が大きくなる程、摩耗の防止（すなわち水素脆性剥離の防止）に必要な最小油膜厚さの閾値が大きくなる。Ｐｍａｘ_１、Ｐｍａｘ_０において最小油膜厚さが前述の閾値を満足するのであれば、外輪９の軌道面において水素脆性剥離が発生しないと考えられる。プレート１２の固定によって外輪９の変形が生じても、Ｐｍａｘ_１がＰｍａｘ_０と同等以下になるのであれば、前述の閾値が高くなることはない。したがって、外輪９の軌道面の摩耗による新生面の生成が防止され、新生面と潤滑剤の接触による水素発生が抑えられるので、外輪９の水素脆性剥離が防止される。

また、複数の雄ねじ部品１３の配置によって外輪９の水素脆性剥離が防止されるので、プレート１２の厚さを厚く設定したり、外輪９の素材を特殊鋼にしたり、外輪９に特殊熱処理を施したりすることが不要になり、コスト上昇が避けられる。

このように、実施形態に係る軸受装置は、コスト上昇を避けつつ、外輪９の水素脆性剥離を防止することができる。

また、実施形態に係る軸受装置は、Ｐｍａｘ_０の接触領域の位置を通る径方向の仮想直線上を位相０°としたとき、位相０°から一方回りで考えた複数の雄ねじ部品１３の位相と、位相０°から一方回りと反対回りに考えた複数の雄ねじ部品１３の位相とが同等であるので、複数の雄ねじ部品１３の軸力を位相０°基準でプレート１２にバランスよく負荷することができる。

また、実施形態に係る軸受装置は、複数の雄ねじ部品１３の総本数が３本であるので、各雄ねじ部品１３をＰｍａｘ_０の接触領域の位置からＰｍａｘ_１≦Ｐｍａｘ_０となるまで離すことができ、また、各雄ねじ部品１３の軸力によるプレート１２の反りを抑えることができる。

また、実施形態に係る軸受装置は、Ｐｍａｘ_０の接触領域の位置を通る径方向の仮想直線上を位相０°としたとき、複数の雄ねじ部品１３の各ねじ軸線Ｏ_２が位相０°から一方回りに＋４０°以上離れかつ当該一方回りと反対回りに−４０°以上離れた範囲に配置されているので、トランスミッション用軸受装置において一般的な軸受形式及び軸受主要寸法においてＰｍａｘ_１をＰｍａｘ_０と同等以下にすることができる。

また、実施形態に係る軸受装置は、プレート１２が板厚５ｍｍ以下の一枚の金属板によって形成されているので、プレート１２が重くならず、また、切削加工でプレート１２を形成することが不要になるので、トランスミッション用途に好適な軸受装置にすることができる。

また、実施形態に係る軸受装置は、回転軸３がトランスミッションに備わる回転軸からなるので、コスト上昇を避けつつ、トランスミッションに備わる軸受装置の耐久性向上を図ることができる。

なお、Ｐｍａｘ_０、Ｐｍａｘ_１の各接触領域の位置は実験的に探索することも可能である。すなわち、外輪９の軌道面には僅かな深さの接触痕（転動体１０との接触領域が僅かに凹んだ永久変形）が生じる。その接触痕の深さは外輪接触面圧の高さに対応するから、異物の噛み込み等による異常な痕跡を除けば、接触痕の深さ変化からＰｍａｘ_０、Ｐｍａｘ_１の接触領域の位置を知ることができる。

図示例では、実施形態に係る軸受装置はプライマリプーリ１の回転軸３の支持に適用したが、プライマリプーリとセカンダリプーリの位置関係が上記の説明とは逆になっているＣＶＴについては、セカンダリプーリを支持する転がり軸受に対して荷重が斜め下向きに負荷される。従って、この場合にも実施形態に係る軸受装置を適用することが可能である。

今回開示された実施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。したがって、本発明の範囲は上記した説明ではなくて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。

３ 回転軸
４ ハウジング
５ 転がり軸受
８ 内輪
９ 外輪
１０ 転動体
１１ ボディ
１２ プレート
１３ 雄ねじ部品

Claims (6)

1. 回転軸と、ハウジングと、前記回転軸を前記ハウジングに対して回転自在に支持する転がり軸受と、を備え、
   前記転がり軸受が、前記回転軸に嵌合された内輪と、前記ハウジングに嵌合された外輪と、前記内輪と前記外輪との間に配置された複数の転動体とを有し、
   前記ハウジングが、前記外輪を径方向に支持するボディと、前記ボディに固定されたプレートと、前記プレートを前記ボディ及び前記外輪に軸方向に締め付ける複数の雄ねじ部品とを有する軸受装置において、
   前記プレート及び前記複数の雄ねじ部品が前記ボディから取り外された状態で前記回転軸が運転された場合に前記転がり軸受の荷重負荷域の中で最大の外輪接触面圧をＰｍａｘ_０とし、前記プレートが前記複数の雄ねじ部品によって前記ボディに固定された状態で前記回転軸が運転された場合に前記転がり軸受の荷重負荷域の中で最大の外輪接触面圧をＰｍａｘ_１としたとき、前記複数の雄ねじ部品が、Ｐｍａｘ_１≦Ｐｍａｘ_０となるようにＰｍａｘ_０の接触領域の位置から離れた位置に配置されていることを特徴とする軸受装置。
2. 前記Ｐｍａｘ_０の接触領域の位置を通る径方向の仮想直線上を位相０°としたとき、位相０°から一方回りで考えた前記複数の雄ねじ部品の位相と、位相０°から前記一方回りと反対回りに考えた前記複数の雄ねじ部品の位相とが同等である請求項１に記載の軸受装置。
3. 前記複数の雄ねじ部品の総本数が３本である請求項２に記載の軸受装置。
4. 前記Ｐｍａｘ_０の接触領域の位置を通る径方向の仮想直線上を位相０°としたとき、前記複数の雄ねじ部品の各ねじ軸線が、位相０°から一方回りに＋４０°以上離れかつ当該一方回りと反対回りに−４０°以上離れた範囲に配置されている請求項１から３のいずれか１項に記載の軸受装置。
5. 前記プレートが、板厚５ｍｍ以下の一枚の金属板によって形成されている請求項１から４のいずれか１項に記載の軸受装置。
6. 前記回転軸が、トランスミッションに備わる回転軸からなる請求項１から５のいずれか１項に記載の軸受装置。

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