JP2023102524A - 複列円すいころ軸受 - Google Patents

Abstract

【課題】ドライブピニオン軸支持用の複列円すいころ軸受において、ピニオン側と反ピニオン側の軸受剛性のバランスを適切に設定できるようにする。【解決手段】円すいころ７の長さをＬ、その両端の面取り部７ｂ、７ｃの幅をＬ０、円すいころ７の有効長さをＬｗｅ、ころ本数をＺ、アキシアル荷重をＦａ、接触角をαとしたとき、軸方向変位量δは下記（１）～（４）式を用いて算出するものとし、δ＝Ｋ’・Ｆａ０．９・・・（１）Ｋ’＝０．６・Ｋ／｛（sin α）1．９・Ｌｗｅ０．８・Ｚ０．９｝ ・・・（２）Ｋ＝０．８７７＋２．７３・sin α＋０．０１７・Ｌｗｅ ・・・（３）Ｌｗｅ＝Ｌ－３．０・Ｌ０・・・（４）上記の式のαにピニオン側と反ピニオン側の接触角α１、α２を代入して算出した軸方向変位量δ１、δ２の比δ１／δ２が、１．０より小さく０．３以上となるようにした。【選択図】図２

Description

本発明は、車両のドライブピニオン軸をピニオン近傍で支持する複列円すいころ軸受に関する。

車両のデファレンシャル装置に駆動力を伝達するドライブピニオン軸を支持する転がり軸受としては、コンパクトでラジアル荷重とアキシアル荷重を同時に負荷でき、その負荷容量も大きい円すいころ軸受が適しており、円すいころを背面組合せの形態（ＤＢセット）で複列に配列した複列円すいころ軸受を用いることが多い。その複列円すいころ軸受は、通常、軸方向の中心で軸方向と直交する平面に対して、その両側の構造が対称になっている。

ところが、上記のような複列円すいころ軸受でドライブピニオン軸のピニオン近傍を支持する場合、ピニオン側（ピニオンに近い側）の円すいころ列に加わるラジアル荷重が反ピニオン側（ピニオンから遠い側）の円すいころ列に加わるラジアル荷重よりも大きくなるため、ピニオン側の剛性が不足して、軸受寿命が短くなるという問題があった。

これに対し、特許文献１では、ピニオン側の円すいころ列の接触角（外輪の軌道面の母線と中心軸とがなす鋭角）を反ピニオン側の円すいころ列の接触角よりも大きくすることにより、ピニオン側と反ピニオン側で円すいころ列に加わるラジアル荷重の差を小さくしてピニオン側の剛性を高め、軸受寿命の延長を図っている。その実施例としては、ピニオン側の接触角を３０度、反ピニオン側の接触角を２０度とした例があげられている。

特開２００３－１７２３４５号公報

しかしながら、軸受剛性が高すぎると（軸受に荷重が加わったときの軸方向変位量が小さいと）、予圧設定時に軸受変位が敏感になるため設定作業が難しくなるとともに、運転時の温度上昇による周辺部品の膨張に対して、軸受変位量が小さいがゆえに追随できず、予圧抜けが生じることがある。

一方、軸受剛性が低すぎると、軸受に荷重が加わったときの軸方向変位量が大きくなるため、ピニオンの歯当たり不良の発生が懸念される。

そこで、本発明は、ドライブピニオン軸支持用の複列円すいころ軸受において、ピニオン側と反ピニオン側の軸受剛性のバランスを適切に設定できるようにすることを第１の課題とする。また、ドライブピニオン軸支持用の複列円すいころ軸受において、予圧設定を適切に行えるようにすることを第２の課題とする。

上記第１の課題を解決するために、本願の発明者は、軸受剛性が接触角だけでなく、ころ長さやころ本数に依存することから、それらの影響を考慮した円すいころ軸受の軸方向変位量の算出式を作成し、その算出式を用いて算出される複列円すいころ軸受のピニオン側と反ピニオン側の軸方向変位量の比を一定範囲内に収めるようにすれば、ピニオン側と反ピニオン側の軸受剛性のバランスを適切に設定できるという技術的思想に基づき、本発明を完成させた。

すなわち、本発明は、外周面に軌道面が形成された２個の内輪と、内周面に２つの軌道面が形成された１個の外輪と、前記内輪の軌道面と外輪の軌道面との間に背面組合せの形態で複列に配列される円すいころと、前記各列の円すいころをそれぞれ転動自在に保持する保持器とを備え、車両のドライブピニオン軸をピニオン近傍で支持する複列円すいころ軸受において、前記円すいころは、円すい台状に形成された転動面と、前記転動面の両側に連続する面取り部とを有しており、前記円すいころの長さ（ころ軸方向長さ）をＬ、前記円すいころの一端および他端の面取り部の幅（ころ軸方向長さ）をＬ_０、前記円すいころの有効長さをＬｗｅ、前記円すいころの１列あたりの本数をＺ、負荷されるアキシアル荷重をＦａ、接触角をαとしたときに、軸方向変位量δは下記（１）～（４）式を用いて算出するものとし、
δ＝Ｋ’・Ｆａ^０．９ ・・・（１）
Ｋ’＝０．６・Ｋ／｛（sin α）^1．９・Ｌｗｅ^０．８・Ｚ^０．９｝ ・・・（２）
Ｋ＝０．８７７＋２．７３・sin α＋０．０１７・Ｌｗｅ ・・・（３）
Ｌｗｅ＝Ｌ－３．０・Ｌ_０ ・・・（４）
前記ピニオン側の円すいころ列の接触角をα１、反ピニオン側の円すいころ列の接触角をα２とし、そのα１とα２を上記（２）式および（３）式における接触角αにそれぞれ代入してピニオン側の軸方向変位量δ１と反ピニオン側の軸方向変位量δ２を算出したときに、δ１／δ２が１．０より小さく０．３以上となっている構成とした。

なお、上記（４）式において、円すいころの面取り部の幅Ｌ_０に乗ずる係数を３．０としているのは、面取り部の幅Ｌ_０の公差が大きいことを考慮したものであり、その係数を公差等に応じて適宜（例えば２．０～３．０の間で）設定して、（１）～（３）式に相当する軸方向変位量δの算出式を作成することもできる。また、円すいころの一端と他端で面取り部の幅が異なる場合は、その平均値をＬ_０に代入すればよい。

上記のようにピニオン側と反ピニオン側の軸方向変位量の比δ１／δ２を１．０より小さくすることにより、ピニオン側の剛性が反ピニオン側よりも高くなり、軸受寿命を延長できるとともに、ピニオンの歯当たり不良を防止できる。また、δ１／δ２を０．３以上とすることにより、ピニオン側の軸受剛性が高くなりすぎず、予圧設定作業に手間がかかったり運転時に予圧抜けが生じたりする懸念をなくすことができる。

ここで、一般に、円すいころ軸受において、円すいころの大端面（以下「ころ大端面」ともいう）と、これを受ける内輪の大鍔面（以下「内輪大鍔面」ともいう）との滑り接触は、昨今の低粘度オイルの使用で油膜形成が厳しくなっており、特に、ドライブピニオン軸を背面組合せの形態で支持する複列円すいころ軸受では、コンパクトであるがゆえに軸たわみ等の外乱により内輪大鍔面への荷重負荷が増加しやすく、潤滑不良による焼き付き等の不具合が生じやすい。

そこで、本発明では、上記の構成に加えて、内輪大鍔面内にころ大端面との接触楕円が収まるように、ころ大端面の曲率半径を設定することが望ましい。

具体的には、前記円すいころの大端面の設定曲率半径をＲとし、前記円すいころの大端面の実曲率半径をＲ_{ＡＣＴＵＡＬ}としたとき、Ｒ_{ＡＣＴＵＡＬ}／Ｒが０．３以上０．９８以下であり、前記転動面の円すい角の頂点から前記円すいころの大端面を受ける内輪の大鍔面までの基本曲率半径をＲ_ＢＡＳＥとしたとき、Ｒ／Ｒ_ＢＡＳＥが０．５０以上０．９５以下となるようにするとよい。

すなわち、Ｒ_{ＡＣＴＵＡＬ}／ＲおよびＲ／Ｒ_ＢＡＳＥを上記範囲とすることにより、内輪大鍔面内にころ大端面との接触楕円が収まるようになり、厳しい潤滑環境下でも、ころ大端面と内輪大鍔面の滑り接触部における潤滑不良を抑え、耐焼付き性を向上させることができる。

また、前記内輪の軌道面の母線と中心軸とがなす鋭角をθとし、前記円すいころの転動面の大端径をＤｗとし、前記円すいころの大端面を受ける内輪の大鍔面の幅をＷとしたときに、前記内輪の大鍔面の幅Ｗが下記（５）式を満足する値とするとよい。
Ｗ≧｛Ｄｗ×（１／２）×tan θ／（Ｌ／Ｄｗ）｝ ・・・（５）
このようにすると、内輪大鍔面をころ大端面と十分に対向させておき、ころ大端面と内輪大鍔面の滑り接触部が内輪の大鍔外径側に広がったときにも良好な接触を保つことができる。

また、本発明は、上記第２の課題を解決するために、外周面に軌道面が形成された２個の内輪と、内周面に２つの軌道面が形成された１個の外輪と、前記内輪の軌道面と外輪の軌道面との間に背面組合せの形態で複列に配列される円すいころと、前記各列の円すいころをそれぞれ転動自在に保持する保持器とを備え、車両のドライブピニオン軸をピニオン近傍で支持する複列円すいころ軸受において、前記内輪は、前記軌道面を１つ有するものどうしが、それぞれの小径側の端面を互いに対向させ、隙間をおいた状態で前記ドライブピニオン軸に組み付けられている構成とした。

すなわち、複列円すいころ軸受において、通常のように２個の内輪を小径側の端面どうしが当接する状態で組み込む場合は、軸受の組立後の高さを管理して予圧設定を行っており、内輪の幅および軸受の組立後の幅の寸法公差を小さくする必要があるため、適切な予圧荷重の設定が難しい。これに対して、上記のように２個の内輪を小径側の端面どうしの間に隙間のある状態で組み込むようにすれば、軸受組立時に反ピニオン側の内輪の大径側端面からの締め込みにより予圧荷重を負荷することが可能となるので、内輪の幅や軸受の組立後の幅の公差によらず、締め込み量により予圧荷重が調整可能となる。したがって、予圧荷重と軸受回転トルクとの関係を予め把握しておき、軸受組立時に締め込みを行いながら軸受回転トルクを測定して、予圧荷重を間接的に管理することにより、適切な予圧荷重を容易に設定することができる。

上述したように、本発明の複列円すいころ軸受は、接触角のほかに円すいころの長さや本数の影響も考慮した算出式で算出したピニオン側と反ピニオン側の軸方向変位量の比を一定範囲内に収めるようにしたものであるから、ピニオン側と反ピニオン側の軸受剛性のバランスを適切に設定でき、軸受寿命の延長、ピニオンの歯当たり不良の防止、予圧設定の作業性向上および運転時の予圧抜けの防止を図ることができる。

また、本発明の複列円すいころ軸受は、２個の内輪を小径側の端面どうしの間に隙間のある状態で組み込むようにしたものであるから、軸受組立時に反ピニオン側の内輪の大径側端面からの締め込みを行いながら軸受回転トルクを測定して、予圧荷重を間接的に管理することにより、予圧設定を適切に行うことができる。

第１実施形態の複列円すいころ軸受の取付状態の断面図 図１の複列円すいころ軸受の要部拡大断面図 図１の円すいころの大端面の詳細形状を示す模式図 図１の複列円すいころ軸受の反ピニオン側の設計仕様の説明図 図１の反ピニオン側の内輪の大鍔面付近の母線形状を示す模式図 図１の反ピニオン側の内輪の大鍔面付近の母線形状の変形例を示す模式図 第２実施形態の複列円すいころ軸受の要部拡大断面図 複列円すいころ軸受の予圧荷重と回転トルクの関係を模式的に示すグラフ

以下、図面に基づき、本発明の実施形態を説明する。図１は、第１実施形態の複列円すいころ軸受１を車両の固定部材としてのハウジング２とドライブピニオン軸３との間に取り付けた状態を示す。ドライブピニオン軸３は、先端に図示省略したリングギアに噛み合うピニオン４を有しており、そのピニオン４の近傍を複列円すいころ軸受１によって支持されている。また、ドライブピニオン軸３の軸部の外周には、複列円すいころ軸受１の反ピニオン側への軸方向移動を阻止するナット１１がねじ結合している。

この複列円すいころ軸受１は、図１および図２に示すように、外周面に１つのテーパ状の軌道面５ａが形成された２個の内輪５と、内周面に２つのテーパ状の軌道面６ａが形成された１個の外輪６と、各内輪５の軌道面５ａと外輪６の軌道面６ａとの間に複列に配列される円すいころ７と、各列の円すいころ７をそれぞれ転動自在に保持する２個の保持器８とを備えている。その円すいころ７は、円すい台状に形成された転動面７ａと、転動面７ａの両側に連続する面取り部７ｂ、７ｃと、大径側の面取り部７ｂに連続する大端面７ｄと、小径側の面取り部７ｃに連続する小端面７ｅとを有し、背面組合せの形態で（小端面７ｅどうしが対向する姿勢で）複列に配列されている。

各内輪５は、それぞれ軌道面５ａの大径側端よりも大径に形成された大鍔９と、軌道面５ａの小径側端よりも大径に形成された小鍔１０とを有しており、小鍔１０側（小径側）の端面どうしが当接する状態でドライブピニオン軸３の外周に嵌合固定されている。その大鍔９は、円すいころ７の大端面７ｄを受ける大鍔面９ａと外径面９ｂとの間に面取り部９ｃが形成されており、大鍔面９ａと軌道面５ａとの間に研削逃げ部５ｂが形成されている（図５参照）。また、ピニオン側の内輪５は、大鍔９側の端面がピニオン４の背面に当接している。

外輪６は、２つのテーパ状の軌道面６ａが小径側を軸方向中央に向けた状態で形成されたもので、ハウジング２の開口部の内周面に嵌合固定されている。

各保持器８は、周方向に等間隔に形成されたポケットに円すいころ７を収納する環状のかご形のものが用いられている。

ここで、この複列円すいころ軸受１では、負荷されるアキシアル荷重に対するピニオン側と反ピニオン側の軸方向変位量の比が一定範囲内に収まるように設計されており、その軸方向変位量の算出には、本願の発明者らが一般的な円すいころ軸受に対する多岐にわたる実験および解析に基づいて作成した算出式を用いている。

具体的には、まず、円すいころ７の長さ（ころ軸方向長さ）をＬ、円すいころ７の一端および他端の面取り部７ｂ、７ｃの幅（ころ軸方向長さ）をＬ_０とし（図２参照）、円すいころ７の有効長さをＬｗｅ、円すいころの１列あたりの本数をＺ、負荷されるアキシアル荷重をＦａ、接触角をαとしたとき、軸方向変位量δは下記（１）～（４）式を用いて算出するものとする。
δ＝Ｋ’・Ｆａ^０．９ ・・・（１）
Ｋ’＝０．６・Ｋ／｛（sin α）^1．９・Ｌｗｅ^０．８・Ｚ^０．９｝ ・・・（２）
Ｋ＝０．８７７＋２．７３・sin α＋０．０１７・Ｌｗｅ ・・・（３）
Ｌｗｅ＝Ｌ－３．０・Ｌ_０ ・・・（４）

そして、図２に示すように、ピニオン側の円すいころ列の接触角をα１、反ピニオン側の円すいころ列の接触角をα２とし、そのα１とα２を上記（２）式および（３）式における接触角αにそれぞれ代入してピニオン側の軸方向変位量δ１と反ピニオン側の軸方向変位量δ２を算出したときに、その比δ１／δ２が１．０より小さく０．３以上となるように、ピニオン側と反ピニオン側の接触角α１、α２および円すいころ７の長さＬ、面取り部７ｂ、７ｃの幅Ｌ_０、１列あたりの本数Ｚを設定している。

上記のようにピニオン側と反ピニオン側の軸方向変位量の比δ１／δ２を１．０より小さくしているので、ピニオン側の剛性が反ピニオン側よりも高くなって、軸受寿命を延長できるとともに、ピニオンの歯当たり不良を防止できる。また、δ１／δ２を０．３以上としているので、ピニオン側の軸受剛性が高すぎず、予圧設定作業に手間がかかったり運転時に予圧抜けが生じたりするおそれがない。

また、この複列円すいころ軸受１では、以下に詳述するように、円すいころ７の大端面７ｄと内輪５の大鍔面９ａとの間の潤滑不良による焼き付き等の不具合を防止するために、内輪５の大鍔面９ａ内に円すいころ７の大端面７ｄとの接触楕円が収まるような設計を行っている。

まず、一般に、円すいころは、円柱状の素材に圧造加工、研削加工を順に施すことにより製造されており、その圧造加工の際に、成形後の大端面となる面の中央部に圧造装置のパンチの押圧による凹部が形成される。

図３は、この複列円すいころ軸受１における円すいころ７の大端面７ｄ付近の断面形状を模式的に示すものであり、円すいころ７の大端面７ｄの中央部に上述の凹部７ｆが形成されている。ここで、円すいころ７の大端面７ｄが設定した球面であるときの曲率半径（設定曲率半径）をＲとし、ころ大端面７ｄと面取り部７ｂとの接続点をＰ１、Ｐ４、ころ大端面７ｄと凹部７ｆとの接続点をＰ２、Ｐ３、点Ｐ１とＰ２の中間点をＰ５、点Ｐ３とＰ４の中間点をＰ６とし、点Ｐ１、Ｐ５、Ｐ２を通る円弧の曲率半径をＲ１５２、点Ｐ３、Ｐ６、Ｐ４を通る円弧の曲率半径をＲ３６４、点Ｐ１、Ｐ５、Ｐ６、Ｐ４を通る円弧の曲率半径をＲ１５６４とすると、理想的には、Ｒ＝Ｒ１５２＝Ｒ３６４＝Ｒ１５６４である。しかし、実際には、研削加工の際に大端面７ｄの面取り部７ｂおよび凹部７ｆとの接続領域がだれることにより、大端面７ｄ全体の曲率半径Ｒ１５６４に対して、片側の曲率半径Ｒ１５２、Ｒ３６４は同一にできず、それぞれ小さく形成されてしまう。この大端面７ｄの研削加工後の片側の曲率半径Ｒ１５２、Ｒ３６４を実曲率半径Ｒ_{ＡＣＴＵＡＬ}という。

そして、内輪５の大鍔面９ａは円すいころ７の凹部７ｆとは滑り接触せず、円すいころ７が実際に滑り接触する部分の曲率半径は、ころ大端面７ｄの設定曲率半径Ｒよりも小さい実曲率半径Ｒ_{ＡＣＴＵＡＬ}（Ｒ１５２、Ｒ３６４）となる。この分、実際のころ大端面７ｄと内輪大鍔面９ａとの接触面圧および円すいころ７のスキュー角は、それぞれの設計上の理想値に比して大きくなる。油膜が十分でない環境でスキュー角や接触面圧が大きくなると、内輪大鍔面９ａ内にころ大端面７ｄとの接触楕円が収まらなくなり、ころ大端面７ｄと内輪大鍔面９ａの滑り接触が不安定になって、焼付き発生の懸念が高まる。これに対し、この複列円すいころ軸受１では、円すいころ７の大端面７ｄの実曲率半径Ｒ_{ＡＣＴＵＡＬ}と設定曲率半径Ｒの比Ｒ_{ＡＣＴＵＡＬ}／Ｒを０．３以上とすることにより、スキュー角や接触面圧の増大を抑え、内輪大鍔面９ａ内にころ大端面７ｄとの接触楕円が収まるようにしている。また、Ｒ_{ＡＣＴＵＡＬ}／Ｒの上限値は、ころ大端面７ｄの加工性を考慮して０．９８以下としている。

ここで、この複列円すいころ軸受１では、ピニオン側に負荷される荷重が反ピニオン側よりも高くなるため、ピニオン側のころ大端面７ｄの設定曲率半径Ｒもしくは実曲率半径Ｒ_{ＡＣＴＵＡＬ}を反ピニオン側よりも大きくすることが好ましい。

また、円すいころ７の大端面７ｄの設定曲率半径Ｒと、図４に示す転動面７ａの円すい角βの頂点Ｏから内輪５の大鍔面９ａまでの基本曲率半径Ｒ_ＢＡＳＥとの比Ｒ／Ｒ_ＢＡＳＥは、ころ大端面７ｄと内輪大鍔面９ａの滑り接触部における油膜形成能力に関係する。その滑り接触部に形成される油膜厚さをＫａｒｎａの式を用いて計算すると、油膜厚さはＲ／Ｒ_ＢＡＳＥが０．７６のときに最大となり、１．０に近づくと急激に減少する。一方、Ｒ／Ｒ_ＢＡＳＥが小さくなるほど、ころ大端面７ｄと内輪大鍔面９ａとの接触面圧や円すいころ７のスキュー角は大きくなる。そこで、この複列円すいころ軸受１では、Ｒ／Ｒ_ＢＡＳＥを０．５０以上０．９５以下に設定して、十分な油膜厚さを確保しつつ、接触面圧およびスキュー角の増大を抑えて、内輪大鍔面９ａ内にころ大端面７ｄとの接触楕円が収まるようにしている。ここで、良好な油膜厚さを保つには、内輪大鍔面９ａの表面粗さを０．１２μｍＲａ以下とすることが好ましい。なお、図４は、反ピニオン側のみを示しているが、ピニオン側についても同様の設計となる（後述の図５、図６も同じ）。

さらに、図４に示すように内輪５の軌道面５ａの母線と中心軸ＣＬとがなす鋭角をθとし、円すいころ７の転動面７ａの大端径をＤｗとし、図５に示すように内輪５の大鍔面９ａの幅（径方向長さ）をＷとしたときに、その内輪大鍔面９ａの幅Ｗは下記（５）式を満足する値となるように設定している。
Ｗ≧｛Ｄｗ×（１／２）×tan θ／（Ｌ／Ｄｗ）｝ ・・・（５）

この（５）式は、ころ大端面７ｄと内輪大鍔面９ａとを良好な接触状態に保てるように、適正な内輪大鍔面９ａの幅Ｗの下限値を決めるためのものである。すなわち、この複列円すいころ軸受１に負荷されるラジアル荷重（アキシアルとの複合では動等価荷重）は、内輪５の軌道面５ａの傾斜角θに従って、その軌道面５ａに負荷される荷重と、内輪大鍔面９ａに負荷される荷重とに分配される。この分配の比率をtan θで表し、軸受負荷容量に関わりの深い円すいころ７の転動面７ａの大端径Ｄｗを乗ずる。また、通常、円すいころ軸受の運転時に負荷される荷重は凡そ軸受負荷容量の半分以下の大きさであるから、これを考慮するために（１／２）を乗ずる。さらに、ころ長さＬが長いと、前述の分配比率における内輪５の軌道面５ａでの受け率が大きくなることも考慮し、円すいころ７の長さＬと転動面７ａの大端径Ｄｗの関係も（Ｌ／Ｄｗ）^－１として考慮に入れた。この（５）式により、負荷荷重に応じた内輪大鍔面９ａの幅Ｗの下限値を設定した。これにより、円すいころ７のスキューや、大きなモーメント荷重による内輪５の大鍔９の倒れ等が発生して、ころ大端面７ｄと内輪大鍔面９ａの滑り接触部が内輪５の大鍔９の外径側に広がったときにも、良好な接触を保つことができる。

ここで、内輪５は大鍔面９ａの外径側縁にころ大端面７ｄが滑り接触すること（エッジ当たり）を防ぐために、図６に示す変形例のように、大鍔面９ａと面取り部９ｃとの間に逃げ面９ｄを形成してもよく、その場合の逃げ面９ｄの幅は（５）式における大鍔面９ａの幅Ｗに含めない。

また、前述のように、この複列円すいころ軸受１ではピニオン側に負荷される荷重が反ピニオン側よりも高くなることから、ピニオン側の内輪大鍔面９ａの幅Ｗを反ピニオン側よりも大きくすることが好ましい。

この複列円すいころ軸受１は、上述したように、接触角のほかに円すいころの長さや本数の影響も考慮した（１）～（４）式を用いて算出されるピニオン側と反ピニオン側の軸方向変位量の比δ１／δ２を１．０より小さく０．３以上となるようにしたので、ピニオン側と反ピニオン側の軸受剛性のバランスを適切に設定でき、軸受寿命の延長、ピニオンの歯当たり不良の防止、予圧設定の作業性向上および運転時の予圧抜けの防止を図ることができる。

また、Ｒ_{ＡＣＴＵＡＬ}／Ｒを０．３以上０．９８以下とし、かつＲ／Ｒ_ＢＡＳＥを０．５０以上０．９５以下としたので、内輪大鍔面９ａ内にころ大端面７ｄとの接触楕円が収まり、厳しい潤滑環境下でも、ころ大端面７ｄと内輪大鍔面９ａの滑り接触部における潤滑不良が生じにくく、耐焼付き性に優れたものとなっている。

さらに、内輪５の大鍔面９ａの幅Ｗが上述の（５）式を満足するようにしているので、外乱によってころ大端面７ｄと内輪大鍔面９ａの滑り接触部が内輪５の大鍔９の外径側に広がったときにも、その滑り接触部を良好な接触状態に保つことができ、この点も耐焼付き性を高める要因となっている。

図７は第２実施形態の複列円すいころ軸受１を示す。この実施形態は、第１実施形態をベースとして、２個の内輪５の幅寸法を第１実施形態よりも小さくし、その２個の内輪５を小径側の端面どうしの間に隙間のある状態で組み込んでおり、軸受組立時に反ピニオン側の内輪５の大径側端面からの幅方向（軸方向）の締め込みにより予圧荷重をかけることができるようになっている。

したがって、図８に示すような予圧荷重と軸受回転トルクの関係を予め把握しておき、軸受組立時に締め込みを行いながら軸受回転トルクを測定して、予圧荷重を間接的に管理することにより、適切な予圧荷重を設定することができる。その設定方法は、例えば、図８に示すように、予圧荷重の適正範囲（適正予圧範囲）に対応する軸受回転トルクの範囲の中央値を狙いトルク値として、締め込みを行うようにすればよい。

今回開示された実施の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。この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。

１ 複列円すいころ軸受
２ ハウジング
３ ドライブピニオン軸
４ ピニオン
５ 内輪
５ａ 軌道面
６ 外輪
６ａ 軌道面
７ 円すいころ
７ａ 転動面
７ｂ、７ｃ 面取り部
７ｄ 大端面
８ 保持器
９ 大鍔
９ａ 大鍔面

Claims (4)

1. 外周面に軌道面が形成された２個の内輪と、内周面に２つの軌道面が形成された１個の外輪と、前記内輪の軌道面と外輪の軌道面との間に背面組合せの形態で複列に配列される円すいころと、前記各列の円すいころをそれぞれ転動自在に保持する保持器とを備え、車両のドライブピニオン軸をピニオン近傍で支持する複列円すいころ軸受において、
   前記内輪は、前記軌道面を１つ有するものどうしが、それぞれの小径側の端面を互いに対向させ、隙間をおいた状態で前記ドライブピニオン軸に組み付けられていることを特徴とする複列円すいころ軸受。
2. 外周面に軌道面が形成された２個の内輪と、内周面に２つの軌道面が形成された１個の外輪と、前記内輪の軌道面と外輪の軌道面との間に背面組合せの形態で複列に配列される円すいころと、前記各列の円すいころをそれぞれ転動自在に保持する保持器とを備え、車両のドライブピニオン軸をピニオン近傍で支持する複列円すいころ軸受において、
   前記円すいころは、円すい台状に形成された転動面と、前記転動面の両側に連続する面取り部とを有しており、
   前記円すいころの長さをＬ、前記円すいころの一端および他端の面取り部の幅をＬ_０、前記円すいころの有効長さをＬｗｅ、前記円すいころの１列あたりの本数をＺ、負荷されるアキシアル荷重をＦａ、接触角をαとしたときに、軸方向変位量δは下記（１）～（４）式を用いて算出するものとし、
   δ＝Ｋ’・Ｆａ^０．９ ・・・（１）
   Ｋ’＝０．６・Ｋ／｛（sin α）^1．９・Ｌｗｅ^０．８・Ｚ^０．９｝ ・・・（２）
   Ｋ＝０．８７７＋２．７３・sin α＋０．０１７・Ｌｗｅ ・・・（３）
   Ｌｗｅ＝Ｌ－３．０・Ｌ_０ ・・・（４）
   前記ピニオン側の円すいころ列の接触角をα１、反ピニオン側の円すいころ列の接触角をα２とし、そのα１とα２を上記（２）式および（３）式における接触角αにそれぞれ代入してピニオン側の軸方向変位量δ１と反ピニオン側の軸方向変位量δ２を算出したときに、δ１／δ２が１．０より小さく０．３以上となっていることを特徴とする複列円すいころ軸受。
3. 前記円すいころの大端面の設定曲率半径をＲとし、前記円すいころの大端面の実曲率半径をＲ_{ＡＣＴＵＡＬ}としたとき、Ｒ_{ＡＣＴＵＡＬ}／Ｒが０．３以上０．９８以下であり、
   前記転動面の円すい角の頂点から前記円すいころの大端面を受ける内輪の大鍔面までの基本曲率半径をＲ_ＢＡＳＥとしたとき、Ｒ／Ｒ_ＢＡＳＥが０．５０以上０．９５以下である請求項１または２に記載の複列円すいころ軸受。
4. 前記内輪の軌道面の母線と中心軸とがなす鋭角をθとし、前記円すいころの転動面の大端径をＤｗとし、前記円すいころの大端面を受ける内輪の大鍔面の幅をＷとしたときに、前記内輪の大鍔面の幅Ｗが下記（５）式を満足する値である請求項１乃至３のいずれかに記載の複列円すいころ軸受。
   Ｗ≧｛Ｄｗ×（１／２）×tan θ／（Ｌ／Ｄｗ）｝ ・・・（５）

Images