JP2021148710A - 複列転がり軸受の予圧検査方法 - Google Patents

Abstract

【課題】組立過程だけでなく組立完了後の状態においても簡易的に予圧荷重を算出できる予圧検査方法を提供する。ひいては、簡易的に予圧状態の合否判定が可能となる予圧検査方法を提供する。【解決手段】外方部材２と内方部材３を挟み込む軸方向への押圧荷重Ｆａを漸増させつつ外方部材２と内方部材３の相対距離Ｄ２を連続的に取得する相対距離取得工程Ｓ６と、相対距離取得工程Ｓ６で取得された相対距離Ｄ２の推移線Ｌ上にある変曲点Ｐａｉを特定して変曲点Ｐａｉにおける押圧荷重Ｆａｉを取得する押圧荷重取得工程Ｓ７と、押圧荷重取得工程Ｓ７で取得された押圧荷重Ｆａｉに基づいて予圧荷重Ｆ０を算出する予圧荷重算出工程Ｓ８と、予圧荷重算出工程Ｓ８で算出された予圧荷重Ｆ０が許容範囲内に収まるか否かによって合否を判定する合否判定工程Ｓ９と、を備えている。【選択図】図５

Description

本発明は、複列転がり軸受の予圧検査方法に関する。

従来より、車輪を回転自在に支持する車輪用軸受装置が知られている（特許文献１参照）。車輪用軸受装置は、外方部材の内側に内方部材が配置され、外方部材と内方部材のそれぞれの軌道面間に転動体が介装されている。こうして、車輪用軸受装置は、複列転がり軸受を構成しているのである。

このような複列転がり軸受は、ガタつきを抑えつつも滑らかな回転を可能とすべく内部隙間が許容範囲内に収められている。内部隙間とは、外方部材と内方部材の相対的な軸方向可動量と定義できる。この点、車輪用軸受装置においては、内部隙間がマイナスの値とされ、転動体に予圧荷重が掛かった状態となっている。そのため、車輪の回転に対して抵抗を生じるのである。

ところで、特許文献１には、車輪用軸受装置の予圧検査方法が記載されている。かかる予圧検査方法によれば、車輪用軸受装置の組立過程において予圧荷重を算出することができる。しかしながら、組立過程だけでなく組立完了後においても簡易的に予圧荷重を算出できる予圧検査方法が求められていた。ひいては、簡易的に予圧状態の合否判定を行うことが可能となる予圧検査方法が求められていたのである。

特開平１０−１８５７１７号公報

組立過程だけでなく組立完了後の状態においても簡易的に予圧荷重を算出できる予圧検査方法を提供する。ひいては、簡易的に予圧状態の合否判定が可能となる予圧検査方法を提供する。

第一の発明は、
複列の外側軌道面を有する外方部材と、
複列の内側軌道面を有する内方部材と、
前記外方部材と前記内方部材のそれぞれの軌道面間に介装される複列の転動体と、を備えた複列転がり軸受の予圧検査方法であって、
前記外方部材と前記内方部材を挟み込む軸方向への押圧荷重を漸増させつつ前記外方部材と前記内方部材の相対距離を連続的に取得する相対距離取得工程と、
前記相対距離取得工程で取得された相対距離の推移線上にある変曲点を特定して当該変曲点における押圧荷重を取得する押圧荷重取得工程と、
前記押圧荷重取得工程で取得された押圧荷重に基づいて予圧荷重を算出する予圧荷重算出工程と、
前記予圧荷重算出工程で算出された予圧荷重が許容範囲内に収まるか否かによって合否を判定する合否判定工程と、を備えている、ものである。

第二の発明は、第一の発明に係る複列転がり軸受の予圧検査方法において、
前記複列転がり軸受は玉軸受であり、
前記押圧荷重取得工程で取得された押圧荷重をＦａｉとした場合、
前記予圧荷重算出工程は、以下の第１の数式を用いて予圧荷重を算出する、ものである。
第１の数式：予圧荷重Ｆ０＝Ｆａｉ／２√２

第三の発明は、第一の発明に係る複列転がり軸受の予圧検査方法において、
前記複列転がり軸受は円錐ころ軸受であり、
前記押圧荷重取得工程で取得された押圧荷重をＦａｉとした場合、
前記予圧荷重算出工程は、以下の第２の数式を用いて予圧荷重を算出する、ものである。
第２の数式：予圧荷重Ｆ０＝Ｆａｉ／２．２

第四の発明は、第一〜第三の何れか一つの発明に係る複列転がり軸受の予圧検査方法において、
前記車輪用軸受装置の内部隙間に基づいて予圧荷重を算出する別途の予圧荷重算出工程を備え、
前記合否判定工程は、前記予圧荷重算出工程で算出された予圧荷重が前記別途の予圧荷重算出工程で算出された予圧荷重を含む許容範囲内に収まるか否かによって合否を判定する、ものである。

本発明の効果として、以下に示すような効果を奏する。

第一の発明に係る複列転がり軸受の予圧検査方法は、外方部材と内方部材を挟み込む軸方向への押圧荷重を漸増させつつ外方部材と内方部材の相対距離を連続的に取得する相対距離取得工程と、相対距離取得工程で取得された相対距離の推移線上にある変曲点を特定して変曲点における押圧荷重を取得する押圧荷重取得工程と、押圧荷重取得工程で取得された押圧荷重に基づいて予圧荷重を算出する予圧荷重算出工程と、予圧荷重算出工程で算出された予圧荷重が許容範囲内に収まるか否かによって合否を判定する合否判定工程と、を備えている。かかる予圧検査方法によれば、組立過程だけでなく組立完了後の状態においても簡易的に予圧荷重を算出することが可能となる。ひいては、簡易的に予圧状態の合否判定を行うことが可能となる。

第二の発明に係る複列転がり軸受の予圧検査方法において、前記複列転がり軸受は玉軸受であり、前記押圧荷重取得工程で取得された押圧荷重をＦａｉとした場合、前記予圧荷重算出工程は、以下の第１の数式を用いて予圧荷重を算出する。かかる予圧検査方法によれば、理論的に導かれる簡単な数式を用いるので、より簡易的に予圧荷重を算出することが可能となる。ひいては、より簡易的に予圧状態の合否判定を行うことが可能となる。
第１の数式：予圧荷重Ｆ０＝Ｆａｉ／２√２

第三の発明に係る複列転がり軸受の予圧検査方法において、前記複列転がり軸受は円錐ころ軸受であり、前記押圧荷重取得工程で取得された押圧荷重をＦａｉとした場合、前記予圧荷重算出工程は、以下の第２の数式を用いて予圧荷重を算出する。かかる予圧検査方法によれば、理論的に導かれる簡単な数式を用いるので、より簡易的に予圧荷重を算出することが可能となる。ひいては、より簡易的に予圧状態の合否判定を行うことが可能となる。
第２の数式：予圧荷重Ｆ０＝Ｆａｉ／２．２

第四の発明に係る複列転がり軸受の予圧検査方法において、車輪用軸受装置の内部隙間に基づいて予圧荷重を算出する別途の予圧荷重算出工程を備えている。そして、合否判定工程は、予圧荷重算出工程で算出された予圧荷重が別途の予圧荷重算出工程で算出された予圧荷重を含む許容範囲内に収まるか否かによって合否を判定する。かかる予圧検査方法によれば、相対距離の推移線を用いる新たな手法で算出された予圧荷重が内部隙間を用いる従来からあって信頼のおける手法で算出された予圧荷重を含む許容範囲内に収まるか否かによって合否を判定するので、より高精度に予圧状態の合否判定を行うことが可能となる。

車輪用軸受装置の構造を示す図。 車輪用軸受装置の一部詳細を示す図。 車輪用軸受装置の組立過程を示す図。 内部隙間と予圧荷重の関係を示す図。 車輪用軸受装置の予圧検査過程を示す図。 車輪用軸受装置に対して予圧検査を実施している状況を示す図。 インナー側軸受部とアウター側軸受部の弾性変位線を示す図。 各弾性変位線と各弾性変位線を合成して得られる合成変位線を示す図。 スピンドル軸受装置の構造を示す図。

まず、図１及び図２を用いて、車輪用軸受装置１の構造について説明する。

車輪用軸受装置１は、車輪を回転自在に支持するものである。車輪用軸受装置１は、外方部材２と、内方部材３と、転動体４・５と、を備えている。なお、本願において、「インナー側」とは、車輪用軸受装置１の車体側を表し、「アウター側」とは、車輪用軸受装置１の車輪側を表す。また、「径方向外側」とは、内方部材３の回転軸Ａから遠ざかる方向を表し、「径方向内側」とは、内方部材３の回転軸Ａに近づく方向を表す。更に、「軸方向」とは、回転軸Ａに沿う方向を表す。

外方部材２は、車輪用軸受装置１が備える複列転がり軸受の外輪部分を構成するものである。外方部材２のインナー側端部における内周には、嵌合面２ａが形成されている。また、外方部材２のアウター側端部における内周には、嵌合面２ｂが形成されている。更に、外方部材２の軸方向中央部における内周には、二つの外側軌道面２ｃ・２ｄが形成されている。加えて、外方部材２には、その外周面から径方向外側へ広がる車体取付フランジ２ｅが形成されている。車体取付フランジ２ｅには、複数のボルト穴２ｆが設けられている。

内方部材３は、複列転がり軸受の内輪部分を構成するものである。内方部材３は、ハブ輪３１と内輪３２で構成されている。

ハブ輪３１は、外方部材２の内側に配置される。ハブ輪３１のインナー側端部における外周には、軸方向中央部まで小径段部３ａが形成されている。小径段部３ａは、ハブ輪３１の外径が小さくなった部分を指し、その外周面が回転軸Ａを中心とする円筒形状となっている。また、ハブ輪３１には、そのインナー側端部からアウター側端部まで貫かれたスプライン穴３ｂが形成されている。更に、ハブ輪３１の軸方向中央部における外周には、内側軌道面３ｄが形成されている。加えて、ハブ輪３１には、その外周面から径方向外側へ広がる車輪取付フランジ３ｅが形成されている。車輪取付フランジ３ｅには、回転軸Ａを中心に複数のボルト穴３ｆが設けられており、それぞれのボルト穴３ｆにハブボルト３３が圧入されている。

内輪３２は、ハブ輪３１の小径段部３ａに圧入される。内輪３２のインナー側端部における外周には、嵌合面３ｇが形成されている。また、嵌合面３ｇに隣接する外周には、内側軌道面３ｃが形成されている。これにより、ハブ輪３１の外周に内側軌道面３ｃを構成している。なお、内輪３２は、小径段部３ａの先端部分を押し広げた加締部３ｈによって固定される。また、加締部３ｈを有しないものも存在する。

転動体４・５は、複列転がり軸受の転動部分を構成するものである。転動体４・５は、いわゆる鋼球であって、それぞれが保持器によって円周上に等間隔にならべられている。インナー側の転動体４は、外方部材２の外側軌道面２ｃと内輪３２の内側軌道面３ｃの間に介装されている。また、アウター側の転動体５は、外方部材２の外側軌道面２ｄとハブ輪３１の内側軌道面３ｄの間に介装されている。

加えて、本車輪用軸受装置１は、インナー側シール部材６とアウター側シール部材７を備えている。インナー側シール部材６は、外方部材２と内方部材３の間に形成された環状空間Ｓのインナー側開口端を密封する。アウター側シール部材７は、外方部材２と内方部材３の間に形成された環状空間Ｓのアウター側開口端を密封する。なお、これらのシール部材６・７は、様々な仕様が存在しており、これらの仕様について限定するものではない。また、インナー側シール部材６の代わりにキャップが圧入されるものも存在する。

ところで、本車輪用軸受装置１は、外方部材２に形成された外側軌道面２ｃと転動体４の接点をＸとし、内輪３２に形成された内側軌道面３ｃと転動体４の接点をＹとし、接点Ｘと接点Ｙを結ぶ仮想線をＺとすると、仮想線Ｚが径方向外側へ向かうにつれてアウター側へ傾くアンギュラ玉軸受を構成している（図２参照）。つまり、車輪用軸受装置１は、そのインナー側の軸受部（以降「インナー側軸受部４０」とする）がアンギュラ玉軸受となっている。なお、転動体４を円錐ころとし、インナー側軸受部４０が円錐ころ軸受となっていてもよい。

他方、本車輪用軸受装置１は、外方部材２に形成された外側軌道面２ｄと転動体５の接点をＸとし、ハブ輪３１に形成された内側軌道面３ｄと転動体５の接点をＹとし、接点Ｘと接点Ｙを結ぶ仮想線をＺとすると、仮想線Ｚが径方向外側へ向かうにつれてインナー側へ傾くアンギュラ玉軸受を構成している（図２参照）。つまり、車輪用軸受装置１は、そのアウター側の軸受部（以降「アウター側軸受部５０」とする）がアンギュラ玉軸受となっている。なお、転動体５を円錐ころとし、アウター側軸受部５０が円錐ころ軸受となっていてもよい。

次に、図３及び図４を用いて、車輪用軸受装置１の組立過程について説明する。

内輪圧入工程Ｓ１は、ハブ輪３１の小径段部３ａに内輪３２を圧入する工程である。内輪圧入工程Ｓ１においては、圧入装置を用いて軸方向へ荷重を掛けることにより、内輪３２を小径段部３ａの所定位置まで圧入する。

内輪加締工程Ｓ２は、小径段部３ａの先端部分を押し広げて内輪３２を加締める工程である。内輪加締工程Ｓ２においては、加締装置を用いて径方向外側へ荷重を掛けることにより、小径段部３ａの先端部分を押し広げる。

インナー側シール部材圧入工程Ｓ３は、環状空間Ｓのインナー側開口端にインナー側シール部材６を圧入する工程である。インナー側シール部材圧入工程Ｓ３においては、圧入装置を用いて軸方向へ荷重を掛けることにより、インナー側シール部材６をインナー側開口端の入口部分に圧入する。

内部隙間測定工程Ｓ４は、車輪用軸受装置１の外観形状に基づいて内部隙間を測定する工程である。内部隙間測定工程Ｓ４においては、測定装置を用いて内輪３２のインナー側端面３ｉから車輪取付フランジ３ｅのアウター側端面３ｊまでを挟み込むことにより、両端面３ｉ・３ｊの相対距離Ｄ１を測定する（図２参照）。相対距離Ｄ１は、当然に内部隙間と相関性があることから、相対距離Ｄ１を測定することは、内部隙間を測定することに等しい。こうして、結果的に内部隙間Ｃを測定することができる（図４参照）。

予圧荷重算出工程Ｓ５は、車輪用軸受装置１の内部隙間に基づいて予圧荷重Ｆ０を算出する工程である。予圧荷重算出工程Ｓ５においては、予め求めておいた「内部隙間と予圧荷重の関係」を利用する（図４参照）。「内部隙間と予圧荷重の関係」は、縦軸が内部隙間に相当し、横軸が予圧荷重に相当するグラフによって表されている。そして、かかるグラフに対して内部隙間測定工程Ｓ４にて得られた内部隙間Ｃを当てはめることにより、相当する予圧荷重Ｆ０を算出するのである。なお、「内部隙間と予圧荷重の関係」は、車輪用軸受装置１の仕様により、それぞれ異なるものとなる。

次に、図５から図８を用いて、車輪用軸受装置１の予圧検査過程について説明する。

車輪用軸受装置１の予圧検査過程は、前述した組立過程に組み込まれ、連続して実施されるとしてもよい。或いは、組立過程から離れ、独立して実施されるとしてもよい。

ここで、外方部材２と内方部材３を挟み込む軸方向への押圧荷重Ｆａが掛かった場合の予圧荷重Ｆ０の変化について説明しておく。

球と面の接触部分に関するヘルツ理論によれば、押圧荷重Ｆａと弾性変位量δａの関係は、車輪用軸受装置１の複列転がり軸受が玉軸受である場合には、インナー側軸受部４０については以下の数式１、アウター側軸受部５０については以下の数式２で表される。そのため、インナー側軸受部４０の弾性変位線Ｅ１とアウター側軸受部５０の弾性変位線Ｅ２は、線対称となっている（図７参照）。
数式１：δａ＝−Ｋ・Ｆａ^２／３＋δａｏ
数式２：δａ＝Ｋ・Ｆａ^２／３−δａｏ

このような関係において、車輪用軸受装置１の組立過程で予圧荷重Ｆ０が掛かると、インナー側軸受部４０とアウター側軸受部５０は、各弾性変位線Ｅ１・Ｅ２に沿って互いに弾性変位し、グラフ上における位置Ｐ０に落ち着く。その後、押圧荷重Ｆａが掛かると、インナー側軸受部４０においては、予圧荷重Ｆ０よりも小さな予圧荷重Ｆ１となり、それに応じた弾性変位量δ１の位置Ｐ１に落ち着く。他方、アウター側軸受部５０においては、予圧荷重Ｆ０よりも大きな予圧荷重Ｆ２となり、それに応じた弾性変位量δ２の位置Ｐ２に落ち着く。なお、予圧荷重Ｆ１と予圧荷重Ｆ２の関係は以下の数式３で表される。また、弾性変位量δ１と弾性変位量δ２の関係は以下の数式４で表される。
数式３：Ｆ２＝Ｆ１＋Ｆａ
数式４：δ１＝δ２＝δａ

このように、外方部材２と内方部材３を挟み込む軸方向への押圧荷重Ｆａが掛かると、インナー側軸受部４０には、予圧荷重Ｆ０よりも小さな予圧荷重Ｆ１が掛かることとなる。また、アウター側軸受部５０には、予圧荷重Ｆ０よりも大きな予圧荷重Ｆ２が掛かることとなる。そして、押圧荷重Ｆａを漸増させると、予圧荷重Ｆ１がより小さくなり、予圧荷重Ｆ２がより大きくなり、これらの差分が徐々に開いていくのである（図中の矢印参照）。その後も押圧荷重Ｆａを漸増させると、インナー側軸受部４０の予圧荷重Ｆ１が完全に抜けてしまい（位置Ｐ３参照）、以降は押圧荷重Ｆａをアウター側軸受部５０のみで受け止めることとなる（位置Ｐ４参照）。

この点について、更に詳しく説明する。ここでは、インナー側軸受部４０に掛かる荷重とアウター側軸受部５０に掛かる荷重を相対するように考える。そのため、インナー側軸受部４０の弾性変位線Ｅ１とアウター側軸受部５０の弾性変位線Ｅ２は、点対称となっている（図８参照）。

このような関係において、車輪用軸受装置１の組立過程で予圧荷重Ｆ０が掛かると、インナー側軸受部４０は、弾性変位線Ｅ１に沿って弾性変位し、グラフ上における位置Ｐ５に落ち着く。同時に、アウター側軸受部５０は、弾性変位線Ｅ２に沿って弾性変位し、グラフ上における位置Ｐ６に落ち着く。そして、予圧荷重Ｆ０を次第に小さくする又は大きくすると、インナー側軸受部４０においては、弾性変位線Ｅ１に沿って弾性変位することとなる。他方、アウター側軸受部５０においては、弾性変位線Ｅ２に沿って弾性変位することとなる。これらから、各弾性変位線Ｅ１・Ｅ２を合成して得られる合成変位線Ｅ３は、原点を通る直線で表される。

加えて、前述したように、外方部材２と内方部材３を挟み込む軸方向への押圧荷重Ｆａが掛かると、インナー側軸受部４０には、予圧荷重Ｆ０よりも小さな予圧荷重Ｆ１が掛かることとなる。また、アウター側軸受部５０には、予圧荷重Ｆ０よりも大きな予圧荷重Ｆ２が掛かることとなる。そして、インナー側軸受部４０とアウター側軸受部５０が一体となった一つの構造体としては、合成変位線Ｅ３に沿って弾性変位するのである（図中の矢印参照）。その後も押圧荷重Ｆａを漸増させると、インナー側軸受部４０の予圧荷重Ｆ１が完全に抜けてしまい（位置Ｐ７参照）、以降は押圧荷重Ｆａをアウター側軸受部５０のみで受け止めることとなる（位置Ｐ８参照）。

従って、インナー側軸受部４０とアウター側軸受部５０が一体となった一つの構造体としては、合成変位線Ｅ３に沿って弾性変位をし、その後は弾性変位線Ｅ２に沿って弾性変位をすることとなる。このことから、押圧荷重Ｆａを漸増させつつ外方部材２と内方部材３の相対距離Ｄ２を連続的に取得した場合、相対距離Ｄ２の推移線Ｌは、合成変位線Ｅ３をなぞるように描かれ、その後は弾性変位線Ｅ２をなぞるように描かれることがわかる。なお、本願においては、直線である合成変位線Ｅ３と曲線である弾性変位線Ｅ２の接続点を「変曲点Ｐａｉ」とする。変曲点Ｐａｉは、前述の位置Ｐ８に等しいものとなる。予圧荷重Ｆ０を算出する方法については後述する。

以上を踏まえ、改めて車輪用軸受装置１の予圧検査過程について説明する。車輪用軸受装置１は、基台８に載置された状態の一例であるものとする（図６参照）。

相対距離取得工程Ｓ６は、押圧荷重Ｆａを漸増させつつ外方部材２と内方部材３の相対距離Ｄ２を連続的に取得する工程である（図６参照）。相対距離取得工程Ｓ６においては、押圧装置９を用いて押圧荷重Ｆａを掛け、更にその押圧荷重Ｆａを漸増させる。同時に、基台８と押圧装置９をもって車体取付フランジ２ｅのインナー側端面２ｉから車輪取付フランジ３ｅのアウター側端面３ｊまでを挟み込むことにより、両端面２ｉ・３ｊの相対距離Ｄ２を連続的に取得する。

押圧荷重取得工程Ｓ７は、相対距離Ｄ２の推移線Ｌ上にある変曲点Ｐａｉを特定して変曲点Ｐａｉにおける押圧荷重Ｆａｉを取得する工程である。押圧荷重取得工程Ｓ７においては、相対距離取得工程Ｓ６で得られた相対距離Ｄ２の推移線Ｌを利用する（図８参照）。相対距離Ｄ２の推移線Ｌは、直線である合成変位線Ｅ３と曲線である弾性変位線Ｅ２をなぞるように描かれる。そのため、推移線Ｌ上にある変曲点Ｐａｉを特定することができるのである。こうすることで、変曲点Ｐａｉにおける押圧荷重Ｆａｉを取得することができる。

予圧荷重算出工程Ｓ８は、押圧荷重Ｆａｉに基づいて予圧荷重Ｆ０を算出する工程である。予圧荷重算出工程Ｓ８においても、相対距離取得工程Ｓ６で得られた相対距離Ｄ２の推移線Ｌを利用する（図８参照）。つまり、相対距離Ｄ２の推移線Ｌを合成変位線Ｅ３と弾性変位線Ｅ２と見なし、これらに関する数式を利用するのである。即ち、前述した数式２に対してＦａ＝Ｆ０とδａ＝０を代入すると、かかる数式２は以下の数式５で表される。また、同じく数式２に対してＦａ＝Ｆａｉとδａ＝δａｏを代入すると、かかる数式２は以下の数式６で表される。そして、数式５と数式６によって数式７が導かれ、数式７によって数式８が導かれる。こうして、複列転がり軸受が玉軸受である場合の予圧荷重Ｆ０を算出するのである。なお、数式８は、第１の数式の一例である。
数式５：δａｏ＝Ｋ・Ｆ０^２／３
数式６：２δａｏ＝Ｋ・Ｆａｉ^２／３
数式７：２Ｋ・Ｆ０^２／３＝Ｋ・Ｆａｉ^２／３
数式８：Ｆ０＝Ｆａｉ／２√２

また、車輪用軸受装置１の複列転がり軸受が円錐ころ軸受である場合には、ヘルツ理論によれば、弾性変位量δａｏと予圧荷重Ｆ０との関係は、以下の数式９で表され、弾性変位量δａｏと押圧荷重Ｆａｉとの関係は、以下の数式１０で表される。そして、数式９と数式１０によって数式１１が導かれ、数式１１によって数式１２が導かれる。こうして、複列転がり軸受が円錐ころ軸受である場合の予圧荷重Ｆ０を算出するのである。なお、数式１２は、第２の数式の一例である。
数式９：δａｏ＝Ｋ・Ｆ０^０．９
数式１０：２δａｏ＝Ｋ・Ｆａｉ^０．９
数式１１：２Ｋ・Ｆ０^０．９＝Ｋ・Ｆａｉ^０．９
数式１２：Ｆ０＝Ｆａｉ／２．２

合否判定工程Ｓ９は、予圧荷重Ｆ０が許容範囲内に収まるか否かによって合否を判定する工程である。合否判定工程Ｓ９においては、実績と経験に基づいて定めた許容差から許容範囲を決定する。具体的に説明すると、予圧荷重算出工程Ｓ５にて算出された予圧荷重Ｆ０を中心に許容下限値と許容上限値の間を許容範囲Ｒとして決定する（図４参照）。そして、予圧荷重算出工程Ｓ８にて算出された予圧荷重Ｆ０が許容範囲Ｒ内に収まる場合は、車輪用軸受装置１の予圧状態について合格であると判定する。反対に、予圧荷重算出工程Ｓ８にて算出された予圧荷重Ｆ０が許容範囲Ｒに収まらない場合は、車輪用軸受装置１の予圧状態について不合格であると判定する。

以下に、本願に開示した技術的思想とその効果についてまとめる。

第一の発明に係る車輪用軸受装置１の予圧検査方法は、外方部材２と内方部材３を挟み込む軸方向への押圧荷重Ｆａを漸増させつつ外方部材２と内方部材３の相対距離Ｄ２を連続的に取得する相対距離取得工程Ｓ６と、相対距離取得工程Ｓ６で取得された相対距離Ｄ２の推移線Ｌ上にある変曲点Ｐａｉを特定して変曲点Ｐａｉにおける押圧荷重Ｆａｉを取得する押圧荷重取得工程Ｓ７と、押圧荷重取得工程Ｓ７で取得された押圧荷重Ｆａｉに基づいて予圧荷重Ｆ０を算出する予圧荷重算出工程Ｓ８と、予圧荷重算出工程Ｓ８で算出された予圧荷重Ｆ０が許容範囲内に収まるか否かによって合否を判定する合否判定工程Ｓ９と、を備えている。かかる予圧検査方法によれば、組立過程だけでなく組立完了後の状態においても簡易的に予圧荷重Ｆ０を算出することが可能となる。ひいては、簡易的に予圧状態の合否判定を行うことが可能となる。

また、第二の発明に係る車輪用軸受装置１の予圧検査方法において、前記複列転がり軸受は玉軸受であり、押圧荷重取得工程Ｓ７で取得された押圧荷重をＦａｉとした場合、予圧荷重算出工程Ｓ８は、以下の第１の数式を用いて予圧荷重Ｆ０を算出する。かかる予圧検査方法によれば、理論的に導かれる簡単な数式を用いるので、より簡易的に予圧荷重Ｆ０を算出することが可能となる。ひいては、より簡易的に予圧状態の合否判定を行うことが可能となる。
第１の数式：予圧荷重Ｆ０＝Ｆａｉ／２√２

また、第三の発明に係る車輪用軸受装置１の予圧検査方法において、前記複列転がり軸受は円錐ころ軸受であり、押圧荷重取得工程Ｓ７で取得された押圧荷重をＦａｉとした場合、予圧荷重算出工程Ｓ８は、以下の第２の数式を用いて予圧荷重Ｆ０を算出する。かかる予圧検査方法によれば、理論的に導かれる簡単な数式を用いるので、より簡易的に予圧荷重Ｆ０を算出することが可能となる。ひいては、より簡易的に予圧状態の合否判定を行うことが可能となる。
第２の数式：予圧荷重Ｆ０＝Ｆａｉ／２．２

更に、第四の発明に係る車輪用軸受装置１の予圧検査方法において、車輪用軸受装置１の内部隙間に基づいて予圧荷重Ｆ０を算出する別途の予圧荷重算出工程Ｓ５を備えている。そして、合否判定工程Ｓ９は、予圧荷重算出工程Ｓ８で算出された予圧荷重Ｆ０が別途の予圧荷重算出工程Ｓ５で算出された予圧荷重Ｆ０を含む許容範囲Ｒ内に収まるか否かによって合否を判定する。かかる予圧検査方法によれば、相対距離Ｄ２の推移線Ｌを用いる新たな手法で算出された予圧荷重Ｆ０が内部隙間Ｃを用いる従来からあって信頼のおける手法で算出された予圧荷重Ｆ０を含む許容範囲Ｒ内に収まるか否かによって合否を判定するので、より高精度に予圧状態の合否判定を行うことが可能となる。

以上のように、本願に開示した技術的思想における最大の特徴は、相対距離Ｄ２の推移線Ｌ上にある変曲点Ｐａｉを特定し、変曲点Ｐａｉにおける押圧荷重Ｆａｉに基づいて予圧荷重Ｆ０を算出するとした点である。そして、このような技術的思想の上で、理論的に導かれる簡単な数式（例えば複列転がり軸受が玉軸受の場合には予圧荷重Ｆ０＝Ｆａｉ／２√２、複列転がり軸受が円錐ころ軸受である場合には予圧荷重Ｆ０＝Ｆａｉ／２．２）を用いるとしたことも特筆すべき点である。また、予圧荷重Ｆ０が内部隙間Ｃを用いる手法で算出された予圧荷重Ｆ０を含む許容範囲Ｒ内に収まるか否かによって合否を判定することも、結果の信頼性を向上させるものである。

最後に、本願に開示した車輪用軸受装置１は、駆動輪用の車輪用軸受装置であるが、従動輪用の車輪用軸受装置であってもよい。

加えて、本願に開示した車輪用軸受装置１は、外方部材２に車体取付フランジ２ｅを有し、内方部材３が車輪取付フランジ３ｅを有するハブ輪３１と内輪３２で構成された第三世代構造であるが、これに限定するものではない。例えば、外方部材に車体取付フランジを有し、内方部材である内輪に対して車輪取付フランジを有するハブ輪を挿通する第二世代構造であってもよい。また、外方部材に車体取付フランジを有し、内方部材が車輪取付フランジを有するハブ輪と自在継手の嵌合体である第四世代構造であってもよい。なお、第二世代構造から第四世代構造における、いわゆる外輪回転仕様の車輪用軸受装置にも適用することが可能である。

更に加えて、本願における複列転がり軸受とは、複列アンギュラ玉軸受或いは複列円錐ころ軸受を意味する。換言すると、複列アンギュラ玉軸受或いは複列円錐ころ軸受であれば、本願に開示した技術的思想を適用することが可能である。例えば、スピンドル軸１０の軸受構造として複列アンギュラ玉軸受を採用している場合は、本願に開示した技術的思想を適用することが可能である（図９の（Ａ）参照）。或いは、スピンドル軸１０の軸受構造として複列円錐ころ軸受を採用している場合も、本願に開示した技術的思想を適用することが可能である（図９の（Ｂ）参照）。また、二つの転がり軸受が当接してなる複列転がり軸受であってもよいし（図９の（Ａ）におけるＬｂ部参照）、二つの転がり軸受の間にスペーサが組み込まれた複列転がり軸受であってもよい（図９の（Ａ）におけるＲｂ部参照）。更に、二つの転がり軸受が互いに距離をあけて配置された複列転がり軸受であってもよい（図９の（Ｂ）参照）。

１ 車輪用軸受装置
２ 外方部材
２ｃ 外側軌道面
２ｄ 外側軌道面
３ 内方部材
３ｃ 内側軌道面
３ｄ 内側軌道面
４ 転動体
５ 転動体
４０ インナー側軸受部
５０ アウター側軸受部
Ｄ１ 相対距離
Ｄ２ 相対距離
Ｅ１ 弾性変位線
Ｅ２ 弾性変位線
Ｅ３ 合成変位線
Ｆ０ 予圧荷重
Ｆ１ 予圧荷重
Ｆ２ 予圧荷重
Ｆａ 押圧荷重
Ｆａｉ 押圧荷重
Ｐａｉ 変曲点
Ｓ６ 相対距離取得工程
Ｓ７ 押圧荷重取得工程
Ｓ８ 予圧荷重算出工程
Ｓ９ 合否判定工程

Claims (4)

1. 複列の外側軌道面を有する外方部材と、
   複列の内側軌道面を有する内方部材と、
   前記外方部材と前記内方部材のそれぞれの軌道面間に介装される複列の転動体と、を備えた複列転がり軸受の予圧検査方法であって、
   前記外方部材と前記内方部材を挟み込む軸方向への押圧荷重を漸増させつつ前記外方部材と前記内方部材の相対距離を連続的に取得する相対距離取得工程と、
   前記相対距離取得工程で取得された相対距離の推移線上にある変曲点を特定して当該変曲点における押圧荷重を取得する押圧荷重取得工程と、
   前記押圧荷重取得工程で取得された押圧荷重に基づいて予圧荷重を算出する予圧荷重算出工程と、
   前記予圧荷重算出工程で算出された予圧荷重が許容範囲内に収まるか否かによって合否を判定する合否判定工程と、を備えている、ことを特徴とする複列転がり軸受の予圧検査方法。
2. 前記複列転がり軸受は玉軸受であり、
   前記押圧荷重取得工程で取得された押圧荷重をＦａｉとした場合、
   前記予圧荷重算出工程は、以下の第１の数式を用いて予圧荷重を算出する、ことを特徴とする請求項１に記載の複列転がり軸受の予圧検査方法。
   第１の数式：予圧荷重Ｆ０＝Ｆａｉ／２√２
3. 前記複列転がり軸受は円錐ころ軸受であり、
   前記押圧荷重取得工程で取得された押圧荷重をＦａｉとした場合、
   前記予圧荷重算出工程は、以下の第２の数式を用いて予圧荷重を算出する、ことを特徴とする請求項１に記載の複列転がり軸受の予圧検査方法。
   第２の数式：予圧荷重Ｆ０＝Ｆａｉ／２．２
4. 前記車輪用軸受装置の内部隙間に基づいて予圧荷重を算出する別途の予圧荷重算出工程を備え、
   前記合否判定工程は、前記予圧荷重算出工程で算出された予圧荷重が前記別途の予圧荷重算出工程で算出された予圧荷重を含む許容範囲内に収まるか否かによって合否を判定する、ことを特徴とする請求項１〜請求項３の何れか一項に記載の複列転がり軸受の予圧検査方法。

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