JP4126508B2 - アンギュラ玉軸受 - Google Patents
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Description
【発明の属する技術分野】
本発明は、自動車ホイールに用いられる玉軸受の改良に関するものである。
【0002】
【従来の技術】
従来、自動車用、特に乗用車ホイール用には複列玉軸受が多く使われている。例えば、図1に示すような自動車ホイール用軸受では、回転速度は比較的低いものの、自動車重量を直接受けるため、大きなラジアル荷重を受ける。また、自動車が急旋回する場合、自動車に働く加速度により、さらに大きなラジアル、アキシアル、モーメント荷重を受ける。したがって、できるだけコンパクトでかつ負荷容量の大きい軸受が採用されている。
自動車ホイール用軸受の軸受荷重を減らし、耐久性を上げるために、玉間距離(軸受間距離)をできるだけ長くとり、作用点間距離を長くする設計が行われている。したがって、図2に示す内輪3の肩部3aの長さLは短くなる。この傾向は、特にシールが肩部3aについていないタイプで顕著である。
自動車ホイール用軸受では、軸の肩部根元に設けられた隅との干渉を防ぐために比較的大きな逃げ3cを設けている。
【0003】
【発明が解決しようとする課題】
転がり軸受が、少ないしめしろで軸に取付けられ、内輪に荷重を受けて回転すると、内輪と軸との間で、円周方向の有害な滑りを生じることがある。クリープと呼ばれる軌道輪のこの滑り現象は、はめあい面にしめしろが不足している場合、荷重点が円周方向に移動することにより、軌道輪が軸又はハウジングに対して、円周方向に位置のずれを生じる現象である。
内輪回転のホイール用軸受では、内輪と軸が回転方向にずれるクリープが問題となる場合がある。クリープが生じると、軸および内輪のはめあい面で滑りによる磨耗損傷が生じる。このため、内輪と軸とのはめあいが緩くなり異音が生じたり、内輪損傷がひどくなれば軸受の短寿命化、内輪の割損、内輪と軸の焼き付きの原因となる場合がある。
【0004】
クリープの対策としては、内輪と軸との間に大きなしめしろを持たせるとともに、内輪を軸方向に押さえる軸力を大きくすることが考えられる。しかし、軸受内輪に働く円周方向の引っ張り応力のため、しめしろを大きくするには限界がある。また、しめしろを大きくすると軸受の取り付けが難しくなる。さらに、軸力を増加させる場合には、軸力を与えるネジ部およびナット部の剛性が問題になるとともに、軸力管理も困難になる。
そこで、本発明は軸受の最適設計により、内輪と軸のはめあい面で生じるクリープを抑えることを目的とする。
【0005】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するため、請求項1に記載のアンギュラー軸受では、内輪肩部の長さLと、内輪側面逃げ部の軸方向の長さrxと、が、rx≦L≦10rxの関係を満たすように構成する。
請求項2に記載のアンギュラー軸受では、内輪側面逃げ部と内輪内径面が交わる点より軸方向外側部分の断面積Sと、内輪肩部から軸方向内側および半径方向内側に削りとった時の削除部分の断面積S1と、が、 0.1S≦S1≦0.5Sの関係を満たすように構成する。
請求項3に記載のアンギュラー軸受では、内輪肩部の高さhと玉径Daとが、 0.45Da≦h≦0.9Daの関係を満たすように構成する。
請求項4に記載のアンギュラー軸受では、内輪外周の軸方向内側の端面の面取り部の高さC1と、内輪内周の軸方向内側の端面の面取り部の高さC2と、が、0≦C2/C1≦1の関係を満たすように構成する。
請求項5に記載のアンギュラー軸受では、内輪の軸方向内側の端面の傾きθが、0.5〜5°であるように構成する。
請求項6に記載のアンギュラー軸受では、
玉の中心から、該玉と内輪の外周の接点を通って、内輪の内径面に向かう直線と、該内輪内径面との交点と内輪軸方向外側の端面との距離aと、
内輪側面逃げ部の軸方向長さrxと、
が、rx≦a≦Lの関係を満たすように構成する。
請求項7に記載のアンギュラー軸受では、内輪側面逃げ部の半径方向の長さryと、内輪内径はめあい部から玉と内輪の接触点までの長さiと、が、0.75i≦ry≦1.25iの関係を満たすように構成する。
請求項8に記載のアンギュラー軸受では、内輪の厚みtと内輪内径dとが、0.075d≦t≦0.2dの関係を満たすように構成する。
かかる構成によれば、アンギュラー軸受において、内輪の肩部外開きが生じないように、内輪寸法の諸元を最適化でき、以って内輪と軸との間に生じる滑り現象を防止することができる。
また、外開きを防止することにより、内輪の浮き上がりを防止することができるので、内輪と軸との接触面圧の低下も防止できる。従って、クリープを抑えることができ、アンギュラー軸受の寿命を長くできる。
【0006】
【実施の形態】
図11に示す様にアンギュラー軸受組立装置において、内輪と軸をはめあわせた時に、溝底近傍を含む内輪の中央はめあい部における内輪の浮き上がりを防止し接触面圧が低下しないようにしている。
アンギュラー軸受組立装置において、内輪に軸力あるいは玉荷重が作用した場合、該内輪のはめあい面肩側端部を中心(図11(a)のP点)に、該肩側端部が外に傾くモーメント(図11(a)で破線の様に変形する)に対し、内に傾くモーメントが大きくなっていることが望ましい。
このためアンギュラー軸受組立装置において、内輪肩部の長さLと、内輪側面逃げ部の軸方向長さrx とが、rx ≦L≦10rx の関係を満たしていることが好ましい。
アンギュラー軸受組立装置において、内輪側面逃げ部と内輪内径面が交わる点より軸方向外側部分の断面積Sと、内輪肩部から軸方向内側および半径方向内側に削りとったときの削除部分の断面積S1とが、0.1S≦S1≦0.5Sの関係を満たすことが好ましい。
内輪肩部の高さhと玉径Da とが0.45Da ≦h≦0.9Da の関係を満たすことが好ましい。
アンギュラー軸受組立装置において、内輪外周の軸方向内側の端面の面取り部の高さC1と、内輪内周の軸方向内側の端面の面取り部の高さC2とが0≦C2/C1≦1の関係を満たすことが好ましい。
内輪の軸方向内側の端面の傾きθが0.5〜5°であることが好ましい。
玉の中心から、該玉と内輪の外周の接点を通って、内輪の内径面に向かう直線と、該内輪内径面との交点と内輪軸方向外側の端面との距離aと、内輪側面逃げ部の軸方向長さrx とが、rx ≦a≦Lの関係を満たすことが好ましい。
アンギュラー軸受組立装置において、内輪側面逃げ部の半径方向の長さry と、内輪内径はめあい部から玉と内輪の接触点までの長さiが、0.75i≦ry ≦1.25iの関係を満たすことが好ましい。
アンギュラー軸受組立装置において、内輪の厚みtと内輪内径dとが、0.075d≦t≦0.2dの関係を満たすことが好ましい。
【0007】
【実施例】
しめしろを持つはめあい面でのクリープについては、今井の研究(今井正也 “ころがり軸受のクリープについて 第2報、かたいはめあいの場合”潤滑、第4巻、第6号(1959)、pp307−312。)がある。彼等の研究によれば、クリープは、はめあい面で生じる円周方向せん断応力が、はめあい面での接触面圧に摩擦係数を乗じた値を上回るとクリープが生じる。したがって、はめあい面での接触面圧をできるだけ大きくすることがクリープには効果的である。
そこで、FEM(有限要素法)を用いて、自動車ホイール用軸受の詳細なはめあい面解析を実施した。図2を参照すると、はめあい面の接触面圧は、内輪端部の逃げ3cと内輪内径面が交わる点であるところのP点では局部的に高いものの、しだいに低下して溝底に対応するF近傍で最小値を示した。P点近傍での接触面圧の低下を図3に示す。内輪3端部に逃げ3cがあると内輪肩部3aの軸方向位置で内輪3と軸が接触しないため、P点に対して外開き(図2では時計回り)にモーメントが作用する。そのため、端面は外側に傾くとともに、はめあい面で内輪が浮き上がり、接触面圧が低下することになる。したがって、接触面圧が低い領域で滑りやすくなることが分かった。
クリープを防止するためには、はめあい面における内輪の浮き上がりによる接触面圧の低下を防ぐことが必要である。
【0008】
本発明の第1実施例について、図3を参照して説明する。図3は、肩の長さLを変えたときの溝底の面圧を示す。
シールが軸受外部にある場合、すなわち、軸受ユニットの外でシールする場合であって、1≦L/rx ≦20のとき、FEM計算結果より、溝底の接触面圧は、L/rx =0.5付近で最も小さな値となる。
ここで、Lは、内輪肩部3aの面取りを施さないで、図2の断面において内輪溝3gを外周側に、内輪肩部3aを軸方向に、内輪端部3jを外周側にそれぞれ延長して、交差した2点の距離である。rx は、内輪側面逃げ部の軸方向長さである。また、溝底の面圧とは、図2の断面において、玉10の中心Oから内輪内周に垂直におろした線が内輪内周と交わる点における内輪3と軸2の接触面圧のことである。
【0009】
L/rx を定義したのは、P点回りのモーメントの大きさによって溝底面圧が変わるので、モーメントの大きさは主にLとrx の長さによって決まるからである。
L/rx =0.5付近で最小になる理由は以下のとおりである。P点より外側の肩部は、P点に対して外開きのモーメントを生じさせ、P点より内側の肩部は、P点に対して内側に傾くモーメントを生じさせる。1<L/rx の場合では、L/rx =1のときと比較してP点に対して内側に傾くモーメントが大きくなり、外開きになるモーメントと相殺されるために、内輪は外側に開かない。また、L/rx が0に近い値(0.1や0.2)のとき、P点より外側の肩部の断面積は小さくなり、P点に対して外開きのモーメントは小さくなる、これらから、0≦L/rx ≦1の範囲で、P点に対する外開きモーメントと内側に傾くモーメントの差が最も大きくなる。今回の計算例では、L/rx =0.5付近で外開きモーメントと内側に開くモーメントとの差が最も大きくなるために、溝底の面圧(PF)/軸受中央の面圧(PC)すなわちPrが最少となる。
【0010】
L/rx <1の範囲では、急激に接触面圧が減少しているため、rx ≦Lとなることが好ましい。特に、シールが軸受内部にある場合には、L寸法に余裕ができるため、2≦L/rx となることが好ましい。さらに、L寸法を大きくすると、軸受剛性が下がるため、L/rx ≦10が現実的である。
ここで、軸受中央の面圧は、図2で内輪内周端面左側の面取り3eと内輪内径3fとが交わる点よりもわずかに内側(図2で右側)での内輪と軸の接触面圧をいう。3eと3fが交わる点ではエッジロードが立つ可能性があるので、エッジロードの立たない位置での接触面圧(内輪端面から軸方向面取り長さの2倍の位置での接触面圧)を軸受中央の面圧としたものである。
10<L/rx とすると、軸受剛性が低下する理由は以下のとおりである。
内輪の軸方向長さには制限があるのでL寸法を大きくすると、アウター列の玉と、インナー列の玉の距離が短くなる。タイヤには横方向路面反力がかかるので、軸受にはモーメントがかかる。玉間距離が短いほど軸受にかかる荷重が大きくなり、軸受剛性が低下するのである。
【0011】
本実施例では、肩部3aの長さLを、内輪内径端部の軸方向面取り長さrx より長くしている。これによりF点近傍での面圧低下を防ぐことができる。P点を中心に肩部が外開きになると破線のようにF点が浮上がり、F点における溝底面圧が減少する(図11(b))。肩部の長さLが内輪内径端部の軸方向面取り長さrx より短いと、P点より外側の肩部はP点に対して外開きのモーメントを生じさせるが、Lを長くすることでP点に対して内側に傾くモーメントを発生させる。したがって、内輪の浮き上がりによる面圧低下を防ぐことができる。
P点より軸方向外側にある肩部は、P点に対し、外開きのモーメントを生じさせ、逆にP点より軸方向内側の肩部は内側に傾くモーメントを生じさせる。
L/rx が大きくなることは、L寸法に対しrx が小さくなる、つまり、P点より軸方向外側にある肩部の断面積が小さくなり、P点に対する外開きモーメントが小さくなるということである。
しかし、Lが小さくなり、P点の外側の断面積が小さくなる場合、すなわち、L/rx が小さくなる場合は、P点に対する外開きモーメントが小さくなり、図3の溝底の面圧が小さくならない。
従って、L/rx =0.2では、(PF/PC)は0.8程度になる。L/rx =0.5程度で、(PF/PC)は最低になり、L/rx が増加するに従って、(PF/PC)は大きくなり、L/rx 3.0近傍以上で一定になり、(PF/PC)からみれば、好ましい領域になる。
しかし、L/rx が10を超えると、作用点間距離の寸法を小さく設計せざるを得ず、軸受ユニットの剛性(曲げ)が低下し、寿命が短くなる。1≦L/rx としたのは、L/rx を1未満にすると、L/rx =0.5付近で(PF/PC)が小さく、不安定になるため、1≦L/rx として、(PF/PC)が上昇するか、安定して高い領域にあるようにした。
【0012】
次に、第2実施例について図4、図5を参照して説明する。
本実施例では、肩部を端面側から削り取って、L/rx =1としている。削りとる割合が大きいほど溝底の面圧が上がる。P点に対して外開きのモーメントを減少させるには、P点より外側の部分を削り取るのがよい。図4において、P点より外側の断面積Sに対して、どれだけの領域を削り取るかによって、モーメントの減少量が決まるのである。ここで、削りとる割合とは、内輪3の点Pから外側の部分の断面積をS、削り取る部分の断面積をS1としたときの比S1/Sである。
S1は、内輪肩部の端面外周側から削り取る。本実施例の効果は、特に削りとる割合が、50%以下、すなわち、S1/S≦0.5で効果が大きい。また、0.5<S1/Sとなると肩部の強度が低下する。
また、削り取る領域が多くなると内輪肩部の軸方向の厚みが減少し、内輪の強度が低下し、0<S1/S<0.1の範囲では、図5から分かるように、削りとっても、あまり効果的でない。また、溝底面圧が低下する限度として、0.8≦(PF/PC)となるのが好ましいので、0.1≦S1/Sとした。
【0013】
本実施例は、肩部3aに軸方向段差を設けている。この場合、肩部によって生じる外開きモーメントを軽減させる効果がある。肩部3aの長さLは、内輪内径端部の軸方向逃げ3cの長さrx より大きい。ここで、P点より軸方向内側肩部3a−2の高さを高くし、外側3a−1での高さを低くすると外開きのモーメントが低減されるとともに内向きのモーメントが増大されるので内輪の浮き上がりによる面圧低下を防ぐことができる。軸方向に段差ではなく傾きをもたせ、3a−1部の高さを低くしても同様の効果が得られる。
【0014】
次に、第3の実施例について図6を参照して説明する。
本実施例では、第1実施例の条件 1.0≦L/rx ≦10に加えて、0.45≦h/Da≦0.9としている。
FEM計算結果より、P点での接触面圧は、h/Daが大きいほど高くなるため、h/Daは大きいほどよい。P点の面圧を高くすることは、P点とF点の間の領域の面圧も高くすることを意味するので、クリープ防止のためには、この値は高い方が良い。しかし、玉が肩を乗りあげないためには、0.45≦h/Daが望ましい。さらに、外輪と干渉しないためには、h/Da≦0.9が良い。また、好ましくは、この時1≦L/rx ≦10であることが望ましい。
ここで、h/Daを用いて規定したのは、hの大きさが、Daに最も依存するからである。
【0015】
図6の計算例(L/rx =0.5,1.0,2.0)において、
0.2≦h/Da ≦1の範囲では溝底の面圧はほぼ一定の値を示し、溝底の面圧を増大させる効果はない。しかし、h/Da を大きくしていくと、P点での接触面圧は増大する。
1≦L/rx ≦10の範囲に限定せずに、L/rx <1の範囲で(h/Da )を大きくすると、P点での接触面圧は増大するが、逆に溝底の面圧は減少する。本実施例では、肩部の長さLが、内輪内径端部の軸方向面取り長さrx より大きく、かつ、肩部3aの高さhを高くすることによって、はめあい面接触面圧を増加させている。肩部の高さhは、コスト、およびシール付き軸受の場合はシールの大きさでほぼ決まり、玉と内輪溝との接触領域がはみ出さないような最小の高さで設計されている。現在、溝底部3gから肩部までの高さhは玉径Da との関係で設計されているが、さらに肩部高さhを高くし、玉径の0.45倍から0.9倍とすることで、はめあい部における内輪浮き上がりを抑制し、接触面圧低下の防止に効果的なことがFEM解析により判明した。肩部の高さは、外輪との干渉により制限される。この効果は、肩部の長さLが内輪内径端部の軸方向面取り長さrx より長い場合にのみ有効であり、逆にrx の方が短い場合は、逆効果になる。
【0016】
次に、第4実施例について説明する。
本実施例では、0≦(C2/C1)≦1としている。ここで、C1は図2で内輪外周端面左側の面取り部3dの高さ、C2は内輪内周端面左側の面取り部3eの高さである。軸力が内輪端部にかかるとP点回り外開きにモーメントが働く。(C2/C1)=1のとき、C1、C2ともに面取りをしない時とほぼ等しい外開きモーメントがP点にかかる。C2/C1<1の時は、軸力が内輪端面の中心よりも内周側に多くの軸力がかかるため、C2/C1=1のときと比べて外開きモーメントが小さくなる。したがって、C2/C1≦1が好ましい。
本実施例は内輪側面面取り部3dの長さC1が内輪側面面取り部3eの長さC2より長い場合の例である。内輪には軸方向に軸力が加えられ、内輪が固定されている。この軸力の作用位置kをできるだけ軸に近づけることで、P点回りのモーメントを小さくさせることができる。したがって、内輪の浮き上がりによる接触面圧の低下を防ぐことができる。
【0017】
次に、第5実施例について説明する。
本実施例は内輪端面3hに傾きを持たせた例である。この点が第4実施例と異なる。傾きは内輪端面の傾きθによって表す。本実施例の場合も第4実施例と同様にP点回りのモーメントを低減できるため、内輪浮き上がりによる接触面圧の低下を防ぐことができる。3hで接触する他の部材も3hの傾きにあわせた傾きを持たせるとP点回りに内向きのモーメントとなり効果は大きくなる。作用点の位置が内輪内径に近づくことになるので第4実施例と同じ作用効果が生ずる。
θは0.5〜5°であることが好ましい。この角度θは内径側から外径側に向けて形成される角度を言う。
本実施例は、第4実施例と同様、0≦(C2/C1)<1としている。軸力が内輪端部にかかるとP点回りに外開きにモーメントが働く。(C2/C1)=1のとき、C1、C2ともに面取りをしないときとほぼ等しい外開きモーメントがP点にかかる。
(C2/C1)<1の時は、軸力が内輪端面の中心よりも内周側に多くの軸力がかかるので、(C2/C1)=1のときと比べて外開きモーメントが小さくなる。したがって、(C2/C1)<1が好ましい。
【0018】
次に、第6実施例について説明する。
本実施例では、1≦(L/rx )≦10において、rx ≦a≦Lの場合を示す。図2において、玉10の中心Oから、玉と内輪外側の接点を通って、内輪内径面に向かう直線と、内輪内径面との交点Aが軸方向内側(左側)にあるほど、ラジアル荷重が大きくなる。
ここで、寿命比L0 を定義する。
L0 =(C0 /P0 )3 ...(1)
ここで、C0 は基本動定格荷重(kgf)、P0 は動等価荷重(kgf)である。
C0 =fc (cosα)0.7 z 2/3 Da 1.8 ...(2)
ここで、fc は軸受各部の形状、加工精度および材料によって定まる係数で、アンギュラ軸受では通常5〜6の値をとる。zは玉数である。
rx を一定にしてaを増していくこと、つまり、a/rx を大きくしていくことは、αを小さくしていくことである。ここで、αは玉10と内輪3の接触角である。αが小さくなると、(2)式より、C0 は大きくなる。しかし、αが小さくなると、ラジアル成分が大きくなり、P0 は大きくなる。C0 とP0 を比較すると、今回の計算例ではP0 の影響の方が強く、L0 は短くなる。面圧が大きくなり寿命は逆行する。また、aを大きくすることは、Lも大きくすることになり、作用点間距離が短くなり、外力に対してモーメントが大きくなり、P0 が増し寿命が短くなる。又、aが小さくなることは、スラスト成分が大となり、外開きが大となる。1.0≦(a/rx )でなければならない。
【0019】
a<Lとすると、Lに比べてaが大きくなればなるほど、作用点間距離は短くなる。車が旋回するとタイヤには横方向路面反力がかかり、軸受にはモーメントがかかる。作用点間距離が短い程、モーメントによる軸受荷重は増大する。軸受荷重が増大すると、軸受寿命が低下するので好ましくない。したがって、作用点間距離が短くなるのはよくない。a≦Lが好ましい作用点間距離である。FEM計算結果より、転動体荷重がかかる場合、A点がP点よりも内側にあればあるほど溝底の面圧が高くなる。しかし、A点が内側にあるほどラジアル荷重が大きくなるために軸受寿命が短くなる。図7の例では、L/rx =1.5のときを示している。a/rx が大きくなると軸受寿命が短くなる。
a/rx =1.5のとき、すなわち、a=Lまでの範囲が好ましい。
a<rx の範囲で転動体荷重がかかると、P点に対して外開きのモーメントがかかるため、溝底の面圧が低下する。それに対して、rx ≦aの範囲ではP点に対して内側に傾くようにモーメントがかかる。したがって、rx <aすなわち1≦(a/rx )が好ましい。
以上より、rx ≦a≦Lの範囲が好ましい。
【0020】
本実施例は、玉中心Oから軸心上の作用点位置を結んだ直線(OBを通る直線)と内輪内径面3fとが交わる位置Aの軸受端面からの距離aが内輪内径端部の軸方向面取り3bの長さrxより長い場合の実施例である。この場合、玉からの接触荷重によりP点回りに内向きのモーメントが発生する。したがって、内輪に浮き上がりがあり接触面圧が低下していても、玉からの荷重によりはめあい面における接触面圧を増やしクリープを防ぐことができる。なお、肩部の長さLが内輪内径端部の軸方向面取り長さrxより大きく、かつ、rx≦a≦Lの場合、効果がさらに大きくなる。
【0021】
次に、第7実施例について説明する。
内輪側面面取り部3cの長さry と、内輪内径部3fから玉と内輪の接触点Qまでの長さiが0.75i≦ry ≦1.25iの関係を満たす例である。内輪端部3jから加わる軸力はなるべくP点から距離が離れている方が、P点回り内向きのモーメントが大きくなり内輪浮き上がりによる接触面圧低下を防ぐことができる。したがって、肩部3aに近い3jの上部から軸力を加えるのが有効である。しかしながら、この内向きモーメントが大きすぎると内輪溝部3gが変形し、接触点Qが変化したり、玉荷重が増大する危険が生じる。この不具合を防ぐには、軸力を接触点Qの近傍から上部3j−1で加えることが有効である。これにより、大きな軸力を3j−1から加えても、溝部3gの変形は小さくなる。軸あるいは内輪を押さえる部材に逃げを設けて軸受端面3jの当たり位置を変えるのはコストの面から現実的でなく、内輪側面面取り部3cの長さryを大きくすることで当たり位置を3j−1に変えることが妥当である。コストと加工精度を考えると0.75i≦ry ≦1.25iの範囲が効果とコストの面で現実的である。
【0022】
FEM計算結果より、ry /iが大きいほど接触面圧が高くなる。しかし、大きすぎると軸方向の変形量が大きくなり溝Rが小さくなり、玉との接触領域が広がる。摩擦トルクも大きくなる。Q点近傍がよいが、接触角の公差範囲を考慮すると±25%が現実的である。
軸力一定でry /iを大きくすると、内輪肩外周は軸方向内側に傾くために溝Rが小さくなる。そのために、玉と内輪とが干渉する領域が広がり、玉にかかる荷重も増える。
【0023】
次に第8実施例について説明する。
内輪の厚みは、図9および図10を参照すると、0.075≦t/d≦0.2としている。ここで、tは内輪の厚み、dは内輪内径を示す。ここで、(内輪の厚さt)+(玉径Da)=一定としてt=0のときの寿命比を1とした。また、P0 も一定とした。
FEM計算結果より、内輪の厚みが厚いほど接触面圧は高くなる。t/d<0.075の範囲では、面圧が急激に減少している。これは、内輪の厚みが薄くなるほど、内輪自体の剛性が低下するために、P点回りの外開きモーメントによって、肩部が外側にそる割合が大きくなり、溝底の面圧が低下するのである。内輪の厚みを厚くするには、軸受の内外形寸法が決められているので、玉径を小さくしなければならない。しかし、玉径を小さくすると、軸受の剛性が下がり、寿命も下がるため、限度がある。寿命は、0.2<t/dで急激に減少している。内輪が薄いと内輪自身の剛性が下がるのである程度の厚みが必要である。
t/dが大きい程、軸と内輪の嵌合面圧(軸受中央の面圧)が高くなる。0.8≦PC/PFである必要がある。従って、これを満たすのは0.075≦t/dでなければならない(浮き上がり防止)。
また、0.2<t/dとなると、設計上Da を小さくせざるを得ず、C0 (基本動定格荷重)が下がり、(2)式の軸受の性能低下になり寿命が短くなる。
したがって、0.075≦t/d≦0.2とした。
【0024】
【発明の効果】
内輪と軸とのはめあい面端部P点回りに外開きモーメントを減らし、内側に傾くモーメントを増やすことで、内輪の浮き上がりを防ぎ接触面圧の低下を防ぐことができ、したがって、クリープを防止することができる。
【図面の簡単な説明】
【図1】本発明の玉軸受を示す図である。
【図2】本発明の玉軸受の内輪および玉を示す図である。
【図3】本発明の内輪の肩の長さを変えたときの溝底の面圧を示す図である。
【図4】第2実施例を示す図である。
【図5】本発明の内輪肩部を側面側から削りとる割合と溝底面圧の関係を示す図である。
【図6】本発明の内輪の肩の高さとP点での面圧の関係を示す図である。
【図7】本発明のA点の位置と面圧比と軸受寿命比の関係を示す図である。
【図8】本発明のry /iと溝底の面圧の関係を示す図である。
【図9】本発明の内輪の厚みを変えたときの溝底の面圧を示す図である。
【図10】本発明の内輪の厚みを変えたときの軸受寿命比を示す図である。
【図11】内輪の軸のはめ合い状態における接触面と肩側端部の変形状態を示す図である。
【符号の説明】
1 玉軸受
2 軸
3 内輪
3a 肩部
10 玉
Claims (3)
- 自動車ホイールに用いられるアンギュラ玉軸受において、
外輪と、
軸に対してしめしろをもって嵌合する内輪であって、軸方向の側部に設けられた肩部と、前記肩部に設けられ前記軸と離隔した逃げ部とを備えた内輪と、
前記外輪と前記内輪との間に配置された玉と、
から成り、前記肩部の長さLと、前記逃げ部の軸方向の長さr x とが、r x ≦L≦10r x の関係を満たし、前記内輪に玉荷重が作用した場合、該内輪の嵌め合い面肩側端部を中心に、該肩側端部が外に傾くモーメントに対し、内に傾くモーメントが大きくなることにより、該内輪と該軸の接触部において内輪の浮き上がりによる接触面圧の低下を防止して、該内輪と該軸との嵌め合い面で生じるクリープを抑制することを特徴とするアンギュラ玉軸受。 - 自動車ホイールに用いられるアンギュラ玉軸受において、前記逃げ部と前記内輪の内径面が交わる点より軸方向外側部分の断面積Sと、前記肩部から軸方向内側および半径方向内側に削りとった時の削除部分の断面積S1とが、 0.1S≦S1≦0.5Sの関係を満たしていることを特徴とする請求項1のアンギュラ玉軸受。
- 自動車ホイールに用いられるアンギュラ玉軸受において、前記肩部に軸方向段差が設けられていることを特徴とする請求項2のアンギュラ玉軸受。
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