JP3690821B2 - 車輪用複列アンギュラ型玉軸受 - Google Patents
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Description
【産業上の利用分野】
本発明の車輪用複列アンギュラ型玉軸受は、自動車の懸架装置に車輪を回転自在に支持するのに利用する。
【0002】
【従来の技術】
自動車の懸架装置に車輪を回転自在に支持する為に従来から、例えば特開昭64−30924号公報、特開平3−96717号公報(米国特許第5051004号明細書もほぼ同じ内容)に記載されている様に、複列アンギュラ型玉軸受が使用されている。この車輪用複列アンギュラ型玉軸受は、例えば図6に示す様に、互いに同心に配置された内輪1及び外輪2と、これら内輪1と外輪2との間に転動自在に配置された複数個の玉3、3とから構成される。この内の内輪1は、1対の内輪素子4、4の軸方向端面同士を対向させて成り、その外周面に複列の内輪軌道5、5を有する。又、上記外輪2の内周面に形成した複列の外輪軌道6、6を、上記各内輪軌道5、5に対向させている。そして、これら内輪軌道5、5と外輪軌道6、6との間に、保持器7、7に転動自在に保持された上記複数個の玉3、3を設けている。尚、上記外輪2の外周面には、図示しない車輪を固定する為のフランジ8を設けている。
【0003】
上記複数個の玉3、3は、上記内輪軌道5、5と外輪軌道6、6との間に、所定の接触角を持って挟持されている。従って、図6に示す様な車輪用複列アンギュラ型玉軸受は、ラジアル方向の荷重だけでなく、アキシャル方向の荷重も支承できる。
【0004】
上述の様な車輪用複列アンギュラ型玉軸受の場合には、内輪1と外輪2との相対回転が円滑に、がたつきなく行なわれる様にする為に、複数個の玉3、3を内輪軌道5、5と外輪軌道6、6との間で押圧する、初期予圧付与を行なう。例えば、図6に示した構造で初期予圧付与を行なう場合には、上記内輪1を構成する内輪素子4、4を図示しない回転しない車軸に締まりばめにより嵌めて、上記内輪軌道5、5の外径を広げ、上記複列アンギュラ型玉軸受のアキシャル方向のがたを少なくする。更に、上記車軸の端部に螺合したナットの締め付けによって、上記内輪素子4、4を軸方向両側から抑え付け、上記アキシャル方向のがたを取り除き、上記初期予圧付与を行なう。尚、内輪と車軸とが隙間ばめとなる構造の場合もあるが、この様な構造では、上記初期予圧付与は、上記ナットの締め付けのみで行なう。
【0005】
上記車輪用複列アンギュラ型玉軸受に長期間に亙って良好な性能を発揮させる為には、この様にして各玉3、3に付与する予圧を、適正範囲に納める事が必要である。この為従来から、上記各内輪素子4、4の内径並びに上記車軸の外径を所望値に規制したり、更にはこれら各内輪素子4、4を車軸に外嵌固定する場合にこれら各内輪素子4、4の押圧量を調節し、上記予圧が適正範囲に納まる様にしていた。
【0006】
尚、予圧が不足した場合には、上記内輪1と外輪2との相対回転に伴ってがたつきを生じ、複列アンギュラ型玉軸受を組み込んだ車両の直進安定性が悪化する。又、車両の旋回時に遠心力に基づいて発生するモーメント荷重により、上記玉軸受の負荷圏(荷重を支承する玉の数)が減少し、1個の玉に過大な荷重が加わる様になって、この玉軸受の寿命を低下させる原因となる。
【0007】
反対に、予圧が過大になった場合には、複列アンギュラ型玉軸受を回転させる為に要するトルクが増大し、この玉軸受を組み込んだ車両の燃費を悪化させる原因となる。又、上記モーメント荷重により、玉3、3が各軌道5、6の肩部に乗り上げ易くなる。玉3、3が肩部に乗り上げた場合には玉3、3の転動面が傷つき易く、上記玉軸受の寿命を低下させる原因となる。更に、上記複数個の玉3、3の転動面と上記内輪軌道5、5及び外輪軌道6、6との接触面圧の増大に伴って、上記玉軸受の転がり疲れ寿命が短くなる。
【0008】
【発明が解決しようとする課題】
ところが、上述の様に構成される従来の車輪用複列アンギュラ型玉軸受の場合、構成各部品の寸法誤差に基づく予圧の変化量が大きいだけでなく、使用に伴う予圧の変化量も大きかった。
【0009】
即ち、例えば図6に示す様な車輪用複列アンギュラ型玉軸受に付与される初期予圧は、内輪1を構成する内輪素子4、4の内径と、これら各内輪素子4、4を締まりばめで外嵌する車軸の外径との差によって変化する。この為従来から、上記内径及び外径を所定寸法に納めるべく、上記各部品を製造しているが、不可避的な製造誤差により、上記差の値が或る程度ばらつく事が避けられない。この様に予圧付与に影響する部分の寸法がばらつくと、得られた複列アンギュラ型玉軸受に付与された初期予圧の値もばらつき、これを組み込んだ車両の性能もばらつく事が避けられない。
【0010】
一方、車輪用複列アンギュラ型玉軸受の使用時には、例えば車両の急旋回等に起因してモーメント荷重が働き、このモーメント荷重の内のアキシャル方向の分力によって、しばしば上記玉軸受の構成各部品を軸方向に変位させる。車輪用複列アンギュラ型玉軸受の耐久性を確保する為には、上記変位に対する予圧の変化量が小さい事が好ましい。例えば、図6に示した従来構造の場合には、1対の内輪素子4、4の端面同士の距離が多少変化した場合でも、上記予圧の変化量を少なく抑える事が好ましい。
【0011】
この様に、構成各部品の寸法誤差や使用時に加わるモーメント荷重に基づく軸受変位に対する予圧変化量を少なく抑える(使用時の予圧範囲を狭くする)為の方法として従来から、内輪軌道5、5或は外輪軌道6、6の溝半径(内輪1、外輪2の中心軸を通る平面で各軌道5、6を切断した場合に得られる断面形状の曲率半径)を玉3、3の外径に比べて大きくする事が、一般的に知られている。ところが、この様に溝半径を大きくした場合には、当該軌道面と玉3、3の転動面との接触部分である、所謂接触楕円の面積が狭くなり、接触部分に大きな面圧が作用する。この結果、予圧を過大にした場合と同様に、上記玉軸受の転がり疲れ寿命が短くなる。
【0012】
特に、上記図6に示した構造の様に、内輪1を懸架装置に支持して使用時にも回転しない静止輪とし、外輪2を車輪を支持固定して使用時に回転する回転輪とした、外輪回転型の車輪用複列アンギュラ型玉軸受の場合には、上記内輪軌道5、5の転がり疲れ寿命の低下が著しくなる。この理由に就いて、図7〜8により説明する。
先ず、図7は、車輪用複列アンギュラ型玉軸受の使用時に内輪1に加わる荷重の分布を示している。この内輪1には、車両の重量に基づいて下方に荷重Fが加わり、この結果、負荷圏である下側に存在する玉3、3の転動面と内輪軌道5との接触部分の面圧が、図7に実線αで示す様に高くなる。この様に内輪軌道5のうちで面圧が高くなる部分は、上記各玉3、3の公転に伴って絶えず移動するが、上記内輪1が回転しない為、上記内輪軌道5のうちで負荷圏に位置する部分は変わる事はない。従ってこの内輪軌道5は、負荷圏に位置する限られた部分のみが、頻繁に高面圧に曝される状態となって、転がり疲れ寿命確保の面からは厳しい条件となる。これに対して上記外輪2の場合には、車輪と共に回転する為、この外輪2の内周面に形成した外輪軌道6のうちで負荷圏に位置する部分は、絶えず変化する。従って、この外輪軌道6に関しては、全周に亙って均等に、上記各玉3、3から伝わる荷重を受ける事になる。従って、外輪回転型の車輪用複列アンギュラ型玉軸受の場合、上記外輪軌道6の転がり疲れ寿命を確保する事は、上記内輪軌道5の転がり疲れ寿命を確保するよりも容易となる。
しかも、内輪軌道5と外輪軌道6との円周方向に関する形状の相違によっても、この内輪軌道5の転がり疲れ寿命を確保する事は、上記外輪軌道6の転がり疲れ寿命を確保する事よりも難しくなる。この点に就いて、図8により説明する。円周方向に関して見た場合、上記外輪軌道6の形状は凹円弧であるのに対して、上記内輪軌道5の形状は凸円弧である。又、これら各軌道6、5と転がり接触する玉3の転動面は球状凸面である。従って、円周方向に関する形状に関しては、上記外輪軌道6と上記転動面とは同じ方向に湾曲している為、これら外輪軌道6と転動面との接触面積は広くなり、接触部の面圧は低くなる。これに対して、上記内輪軌道5と上記転動面とは逆方向に湾曲している為、これら内輪軌道5と転 動面との接触面積は狭くなり、接触部の面圧は高くなる。この結果、この内輪軌道5と上記外輪軌道6との溝半径を同じとした場合には、仮にこれら内輪軌道5及び外輪軌道6が、上記玉3の転動面と同じ様に転がり接触したとしても、内輪軌道5の転がり疲れ寿命が短くなる傾向になる。
以上の説明から明らかな様に、外輪回転型の車輪用複列アンギュラ型玉軸受の場合には、内輪軌道の転がり疲れ寿命の低下が著しくなる為、この車輪用複列アンギュラ型玉軸受の耐久性を確保しつつ予圧の変化量を抑える為には、何らかの対策が必要になる。
本発明の車輪用複列アンギュラ型玉軸受は、上述の様な事情に鑑みて発明したものである。
【0013】
【課題を解決するための手段】
本発明の車輪用複列アンギュラ型玉軸受は、前述した従来構造の場合と同様、例えば図1(A)に示す様に、それぞれの外周面に内輪軌道5a、5bを有する1対の内輪素子4、4の軸方向端面同士を対向させて成る内輪1と、内周面に複列の外輪軌道6a、6bを有する外輪2と、上記各内輪軌道5a、5bと各外輪軌道6a、6bとの間に、それぞれ複数個ずつ転動自在に設けられた同じ外径を有する玉3、3とを備える。そして、上記内輪1を懸架装置に支持し、上記外輪2に車輪を支持する状態で使用される。
【0014】
特に、本発明の車輪用複列アンギュラ型玉軸受の場合には、次の(A)〜(C)の条件を同時に満たす。
【0015】
(A)上記懸架装置への組み付け時、車両の幅方向内側となる側をインナー側、同じく幅方向外側となる側をアウター側とした場合に、次の(a)(b)の少なくとも一方を満たす。
(a)アウター側の内輪軌道5aの溝半径r5aが、インナー側の内輪軌道5bの溝半径r5bよりも大きい(r5a>r5b)。
(b)アウター側の外輪軌道6aの溝半径r6aが、インナー側の外輪軌道6bの溝半径r6bよりも大きい(r6a>r6b)。
【0016】
(B)上記玉3の外径をdとした場合に、インナー側の内輪軌道5bの溝半径r5bは0.51d〜0.53d、アウター側の内輪軌道5aの溝半径r5aは0.51d〜0.56d、インナー側の外輪軌道6bの溝半径r6bは0.515d〜0.545d、アウター側の外輪軌道6aの溝半径r6aは0.53d〜0.565dである。
【0017】
(C)アウター側の内輪軌道5aの溝半径r5aが、インナー側の内輪軌道5bの溝半径r5bよりも小さくなる事はなく、アウター側の外輪軌道6aの溝半径r6aが、インナー側の外輪軌道6bの溝半径r6bより小さくなる事もない。
【0018】
明瞭化の為、上記(A)〜(C)に示した本発明の限定条件を列挙する。
r5a>r5b−−−(1)
r6a>r6b−−−(2)
(これら(1)(2)は一方又は双方を満足する事。)
r5b=0.51d〜0.53d
r5a=0.51d〜0.56d(更に好ましくは、0.53d〜0.56d)
r6b=0.515d〜0.545d
r6a=0.53d〜0.565d(更に好ましくは、0.535d〜0.565d)
r5a≧r5b−−−(3)
r6a≧r6b−−−(4)
(これら(3)(4)は双方を同時に満足する事。)
【0019】
【作用】
上述の様に構成される本発明の車輪用複列アンギュラ型玉軸受の場合には、アウター側の内輪軌道5aと外輪軌道6aとの少なくとも一方の溝半径r5a、r6aを、玉3の半径d/2よりも十分に大きくしている為、軸受変位に対する予圧変化量を少なく抑える事ができる。
【0020】
即ち、図1(B)に示した様に、各内輪軌道5、5の溝半径r5 、r5 同士、各外輪軌道6、6の溝半径r6 、r6 同士を互いに等しくした従来構造の場合には、構成各部品の寸法誤差や組み立て誤差、或はモーメント荷重中のアキシャル方向の分力に基づく軸受変位に対応して予圧が、図2に破線イで示す様に変化する。これに対して、図1(A)に示した本発明構造の場合には、軸受変位に対応して予圧が、図2に実線ロで示す様に変化する。
【0021】
例えば、y1 なる軸受変位があった場合、軸受変位の絶対値が小さい場合には、何れの構造の場合も予圧変化量はx1 でほぼ等しくなる。これに対して軸受変位の絶対値が大きくなると、同じ軸受変位y1 に対し、従来構造の予圧変化量x2 に比べて本発明構造の予圧変化量x3 は小さくなる。従って、構成各部品の寸法誤差や組み立て誤差、或はモーメント荷重の変動に伴って軸受変位が生じた場合でも、予圧変動は小さくて済む。
【0022】
又、インナー側の内輪軌道5b及び外輪軌道6bの溝半径r5b、r6bを、アウター側の内輪軌道5a及び外輪軌道6aの溝半径r5a、r6aよりも玉3の半径d/2に近くしている為、これらインナー側の内輪軌道5b及び外輪軌道6bと玉3との接触楕円の面積が大きくなる。この結果、当該接触部分に作用する面圧が小さくなり、この部分に於ける転がり疲れ寿命を確保できる。
【0023】
アウター側の内輪軌道5aと外輪軌道6aとの少なくとも一方の溝半径r5a、r6aをインナー側の軌道の溝半径よりも大きくした事に伴い、当該軌道5a、6aと玉3の転動面との接触楕円の面積は小さくなる。従って、これら両軌道5a、6a並びに転動面に作用する面圧が大きくなり、当該部分に於ける転がり疲れ寿命は短くなる。しかしながら、本発明の対象である、車輪用複列アンギュラ型玉軸受の場合には、インナー側に加わる荷重がアウター側に加わる荷重に比べて大きい。この荷重の差により、図1(B)に示した従来構造の場合には、複列アンギュラ型玉軸受の構成各部品の内、アウター側部品の寿命がインナー側部品の寿命に比べて余裕があった。
【0024】
従って、本発明の車輪用複列アンギュラ型玉軸受の場合、アウター側、インナー側の各内輪軌道5a、5b及び外輪軌道6a、6bの溝半径r5a、r5b、r6a、r6bを、前記(A)〜(C)の条件を満たす範囲で適切に定めれば、インナー側部品の寿命とアウター側部品の寿命とをほぼ一致させる事ができる。この様に、インナー側、アウター側、各部品の寿命を一致させれば、車輪用アンギュラ型玉軸受全体としての寿命を確保しつつ、軸受変位に対する予圧変化量を少なく抑える事ができる。
【0025】
この結果、構成各部品の寸法精度や組み付け精度を従来と同等にしたまま、車輪用複列アンギュラ型玉軸受の耐久性向上を図れると同時に、モーメント荷重が加わる様な使用状況下での、車輪用複列アンギュラ型玉軸受の耐久性向上を図れる。又、アウター側とインナー側とで玉の外径を同じにしている為、コスト増大を抑えられる。即ち、玉の外径が同じである為、部品製作、部品管理、組み付け作業を容易にできて、その分、コスト上昇を抑えられる。インナー側とアウター側とで軌道の溝半径を変える事は、鍛造加工用の金型及び仕上加工の為の砥石の形状を変える事で容易に行なえ、コスト上昇も僅かで済む。
【0026】
【実施例】
図3〜5は本発明の実施例として、外輪2の内周面に形成する複列の外輪軌道6a、6bの断面形状を、本発明に対応させるべく加工した状態を示している。上記各外輪軌道6a、6bの溝半径r6a、r6bは、アウター側の外輪軌道6aの溝半径r6aを、インナー側の外輪軌道6bの溝半径r6bよりも大きく(r6a>r6b)している。又、上記各外輪軌道6a、6bに、その転動面を当接させる玉3(図1、6参照)の外径をdとした場合に、インナー側の外輪軌道6bの溝半径r6bを0.515d〜0.545d、アウター側の外輪軌道6aの溝半径r6aを0.535d〜0.565dとしている。
【0027】
インナー側の外輪軌道6bの溝半径r6bとアウター側の外輪軌道6aの溝半径r6aとを上述の様に規制する事により、モーメント荷重が加わる様な使用状況下での、車輪用複列アンギュラ型玉軸受の耐久性向上を図れる事は、上述の通りである。
【0028】
更に、本実施例では、上記アウター側、インナー側の両外輪軌道6a、6bの肩部に、この外輪軌道6a、6bの主部9とは反対方向に湾曲した副部10(図示の例に於いては、アウター側の外輪軌道6a部分にのみ描いている。)を形成している。即ち、アウター側の外輪軌道6aの主部9は、上述の様に0.535d〜0.565dなる曲率半径r6aで、上記外輪軌道6aの内面側が凹面となる方向に湾曲しているのに対して、上記副部10は、上記外輪軌道6aの内面側が凸面となる方向に、r10なる曲率半径で湾曲している。これら主部9と副部10とは、上記外輪軌道6aの最底部(溝底)からの距離がhである部分に存在する変曲点Aで、滑らかに連続している。
【0029】
尚、上記溝底位置からこの変曲点Aまでの距離hは、上記玉3の外径dの0.3倍以上(h≧0.3d)とする事が好ましい。これは、上記主部9の高さ寸法でもあるh寸法を十分に確保し、車輪用複列アンギュラ型玉軸受に多少のモーメント荷重が加えられた場合にも、上記玉3の転動面がこの主部9から外れない(転動面と副部10とが当接しない)様にする為である。
【0030】
又、上記副部10の曲率半径r10は、上記玉3の外径dの0.1〜0.5倍(r10=(0.1〜0.5)d)とする事が好ましい。即ち、車両の急激な進路変更等に起因して、車輪用複列アンギュラ型玉軸受に大きなモーメント荷重が加わると、上記玉3が上記外輪軌道6aの肩部に乗り上げ、この玉3の転動面が上記主部9から外れて副部10に当接する。この様な場合にも、当接部に大きな面圧が作用するのを防止する為、上記曲率半径r10を上述の様に規制する。
【0031】
この曲率半径r10が0.5dを越えると、上記玉3が肩部に乗り上げ易くなる。そして、玉3が肩部に乗り上げると、この肩部並びに玉3が大きく弾性変形し、当接部の接触面圧が過大になって、この当接部に剥離等の損傷が生じ易くなる。反対に、上記曲率半径r10が0.1dに達しない場合には、上記玉3と副部10との接触楕円の面積が小さくなり、やはり当接部の接触面圧が過大になって、この当接部に剥離等の損傷が生じ易くなる。そこで、曲率半径r10の好ましい範囲を0.1d〜0.5dとした。
【0032】
上記アウター側の外輪軌道6aの肩部に、上述の様な副部10を形成する事により、モーメント荷重が加わった場合に於ける、損傷防止も図れる。即ち、図3に示した外輪2の場合、アウター側の外輪軌道6aの溝半径r6aを大きくしている為、この外輪2を車輪用複列アンギュラ型玉軸受に組み込んだ場合、大きなモーメント荷重が加わると、上記玉3が上記アウター側の外輪軌道6aの肩部に乗り上げ難く、反対にインナー側の外輪軌道6bの肩部に乗り上げ易くなる。
【0033】
従来の一般的な玉軸受の場合、上記肩部の縁には、図5に一点鎖線で示す様に、平面的な面取り11を施しただけであった。この為、玉3が、同図に二点鎖線で示す状態にまで、上記肩部に乗り上げると、外輪2と玉3との当接部には、同図に一点鎖線αでその分布を示す様な、局部的な面圧ピークが発生する。即ち、上記面取り11と外輪軌道6aとの連続部に大きな面圧が発生する。この結果、上記当接部に於いて玉3に傷が生じ、早期剥離等の損傷が発生し易くなる。
【0034】
これに対して、上記肩部に上述の様な条件を満たす副部10を、少なくともインナー側の外輪軌道6b(図示の例ではアウター側、インナー側の両外輪軌道6a、6b、更にはアウター側、インナー側の両内輪軌道5a、5b)の肩部に形成すると、やはり玉3が図5に二点鎖線で示す状態にまで肩部に乗り上げた状態で、上記当接部には、同図に実線βでその分布を示す様な面圧が発生する。この実線βと上記一点鎖線αとを比較すれば明らかな通り、上記副部10を形成する事により、玉3が肩部に乗り上げた際に発生する面圧を低くできる。この結果、上記当接部に於いて玉3に傷が生じ難くなり、早期剥離等の損傷を発生しにくくできる。
【0035】
尚、前記特開平3−96717号公報には、図3〜4に示した形状と同様に、外輪軌道の肩部に、主部とは逆方向に湾曲した副部を形成する事で、玉の乗り上げ時に於ける面圧分布の改良を図る技術が記載されている。ところが、この公報に記載された技術の場合には、副部の曲率半径を主部の曲率半径以上、好ましくは主部の曲率半径の5倍以上にするとしている。この様に副部の曲率半径を大きくした場合には、副部の開始点が主部側に近付き、玉が肩部に乗り上げ易くなる。玉が副部に乗り上げた際には、肩部並びに玉の弾性変形量が多くなり、当接部の接触面圧が過大になって、玉に傷が生じ、この当接部に早期剥離等の損傷が生じ易くなる事は、前述の通りである。
【0036】
【発明の効果】
以上に述べた様に、本発明の車輪用複列アンギュラ型玉軸受は、軸受変位に対する予圧変化量を少なく抑え、構成各部品の寸法誤差や組み付け誤差、或はモーメント荷重に基づく構成各部品の変位に拘らず、軌道面と転動面との接触楕円の面積の大きさの変化を少なく抑える事ができる。この結果、内輪軌道の転がり疲れ寿命が特に厳しくなる、外輪回転型の車輪用複列アンギュラ型玉軸受で、内輪軌道と転動面との接触面圧が過度に上昇する事がなくなって、剥離等の損傷を防止でき、耐久性の向上を図れる。
【図面の簡単な説明】
【図1】本発明の対象となる車輪用複列アンギュラ型玉軸受の要部断面図で、(A)は本発明品を、(B)は従来品を、それぞれ示している。
【図2】軸受変位に対する予圧変化量を示す線図。
【図3】本発明の実施例を示す、外輪の部分断面図。
【図4】図3のX部拡大断面図。
【図5】外輪軌道に玉が乗り上げた状態で、図4に示した部分の面圧分布を示す、図3のX部拡大断面図。
【図6】本発明の対象となる車輪用複列アンギュラ型玉軸受の1例を示す断面図。
【図7】この車輪用複列アンギュラ型玉軸受の使用時に加わる荷重の分布を説明する為の、図6の略Y−Y断面に相当する図。
【図8】内輪軌道の寿命が外輪軌道に比べて短くなり易い事を説明する為の、図7のZ部に相当する略断面図。
Claims (1)
- それぞれの外周面に内輪軌道を有する1対の内輪素子の軸方向端面同士を対向させて成る内輪と、内周面に複列の外輪軌道を有する外輪と、上記各内輪軌道と各外輪軌道との間に、それぞれ複数個ずつ転動自在に設けられた同じ外径を有する玉とを備え、上記内輪を懸架装置に支持し、上記外輪に車輪を支持する状態で使用される、次の(A)〜(C)の条件を同時に満たす車輪用複列アンギュラ型玉軸受。
(A)上記懸架装置への組み付け時、車両の幅方向内側となる側をインナー側、同じく幅方向外側となる側をアウター側とした場合に、次の(a)(b)の少なくとも一方を満たす。
(a)アウター側の内輪軌道の溝半径が、インナー側の内輪軌道の溝半径よりも大きい。
(b)アウター側の外輪軌道の溝半径が、インナー側の外輪軌道の溝半径よりも大きい。
(B)上記玉の外径をdとした場合に、インナー側の内輪軌道の溝半径は0.51d〜0.53d、アウター側の内輪軌道の溝半径は0.51d〜0.56d、インナー側の外輪軌道の溝半径は0.515d〜0.545d、アウター側の外輪軌道の溝半径は0.53d〜0.565dである。
(C)アウター側の内輪軌道の溝半径が、インナー側の内輪軌道の溝半径よりも小さくなる事はなく、アウター側の外輪軌道の溝半径が、インナー側の外輪軌道の溝半径より小さくなる事もない。
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