JP5170977B2 - 車輪用軸受およびその形状設計方法 - Google Patents

Description

この発明は車輪用軸受およびその形状設計方法に関し、例えば、自動車の車輪用軸受およびその形状設計方法に関する。

図１７は、従来のハブ軸受のハブホイールおよび内輪の外観図であり、特に（Ａ）は正面図を示し、（Ｂ）は側面図を示し、（Ｃ）は斜視図を示す。

図１７（Ａ）〜（Ｃ）において、ハブ軸受１０は、５個のボルト孔５９を有しており、車両の駆動輪に使用されているものである。ハブ軸受１０は中空孔４０を有するハブホイール１を含み、その外周面の軸方向中間部には径方向外向きのフランジ部１１が鍛造により形成され、中空孔４０には所定の領域にスプラインが形成されている。フランジ部１１よりも一方側（車両インナ側）の外周面には、複列転がり軸受のための内輪軌道面１２が形成されている。フランジ部１１の他方側（車両アウタ側）にはパイロット部１４が形成され、中空孔４０には、図示しない軸体がスプライン結合される。パイロット部１４は、図示しないディスクブレーキ装置のディスクロータやタイヤのホイールを取付けるためのガイドになる。

図１８は従来のハブ軸受の縦断面図である。この図１８に示したハブ軸受は、図１７に示したハブ軸受１０とほぼ同様にして構成されているが、ボルト孔は４個の例について示している。図１８において、フランジ部１１よりも一方側（車両インナ側）の外周面には、複列転がり軸受２における他方側の玉群２２の内輪軌道面１２が一体的に形成されている。中空孔４０には、図示しない軸体がスプライン結合される。

複列転がり軸受２は、２列の軌道溝を有する単一の外輪２１と、２列で配列される転動体としての複数の玉群２２，２４と、２つの保持器２３と、シール２６と、車両インナ側の玉群２４に関する内輪２５と、ハブホイール１に設けられている軌道面１２とから構成されている。

ハブホイール１の外周面には、複列転がり軸受２が取付けられる。ハブホイール１の車両インナ側端部は、径方向外向きに屈曲されて複列転がり軸受２の内輪２５の車両インナ側端面に対してかしめ付けられている。このかしめ部は、符号Ａを付して示す。

そして、ハブホイール１のフランジ部１１に対して、パイロット部１４によりガイドされてディスクブレーキ装置のディスクロータ４および図示しない車輪があてがわれて複数のボルト１３によって装着される。また、複列転がり軸受２の外輪２１に設けてある径方向外向きの取付片２７が、車両５にボルト３９にて固定される。

図１７および図１８に示した自動車用ホイール軸受であるハブ軸受は、一般に、ハブホイール１を増肉すれば高剛性になるが重量増となるため、ハブ軸受に要求される軽量化と高剛性化とは相反する事項である。このため、軸受の軽量化および軸受の低トルク化を図るためにハブ軸受の最適形状を解析することが求められている。軽量化を図ることで省資源を達成でき、低トルク化を図ることで燃費を削減できるからである。

構造物の最適形状を解析するために、種々の方法が提案されており、例えば特開２００２−７４８７号公報（特許文献１）には、複数の制約体積について、剛性を最大とする形状を検出し、各形状についてこれを評価するための応答量を検出して制約体積と応答量との相関関係を求め、この相関関係から、応答量が設計条件を満足する最小体積を検出することについて記載されている。
特開２００２−７４８７号公報（段落番号００２７、図２）

特許文献１に記載されている技術をハブ軸受の形状最適化設計に適用しても、具体的にどのような形状が最適化形状として創出されるのかわかっていない。ハブ軸受は、主として４本あるいは５本のボルトでディスクロータやタイヤのホイールに取付けられるが、４本ボルトと、５本ボルトで取付けるためにそれぞれどのような形状が最適であるか不明である。

そこで、この発明の目的は、取付けボルトの本数に応じて、軽量化を図りながら高剛性化を図ることができ、最適な形状を有する車輪用軸受およびその形状設計方法を提供することである。

この発明は、略均一な板厚のフランジ部と、フランジ部の一方面側から延びるように形成された軸受部と、フランジ部から他方面側に延びるように形成され、フランジ部の相手部材をガイドするパイロット部とを備え、フランジ部は、外周が概略多角形状の輪郭を有し、外周の所定の角度ごとの角部にボルトを挿入するために形成された複数の孔を含み、外周が円弧または懸垂線で内側に湾曲させた輪郭線を有し、多角形の外周を直線の輪郭線で表したときのくびれを０とし、外周を円弧または懸垂線で内側に湾曲させた輪郭線で表したときの輪郭線の最凹部とくびれ０の直線で表される輪郭線との間の距離をくびれ量としたとき、湾曲線はフランジ部の体積と応力との積が極小値となるくびれ量を有することを特徴とする。

この発明は、略均一な板厚を有し、外周が概略多角形状の輪郭を有し、外周の所定の角度ごとの角部にボルトを挿入するための複数の孔が形成されたフランジ部を備える車輪用軸受の形状設計方法であって、概略多角形状の外周を直線の輪郭線で表したときのくびれを０とし、外周を円弧または懸垂線で内側に湾曲させた輪郭線で表したときの輪郭線の最凹部とくびれ０の直線で表される輪郭線との間の距離をくびれ量として定義するステップと、湾曲線で表される輪郭線のくびれ量を変化させるステップと、フランジ部の応力と体積との積が極小値となるくびれ量を決定し、決定したくびれ量を有する湾曲線で表される輪郭線を最適形状として決定するステップとを備える。

好ましくは、フランジ部の輪郭線のくびれ量を変化させるステップは、フランジ部の直線で表される輪郭線と湾曲線で表される輪郭線の最凹部との間の余分な部分を削除するステップを含む。

この発明によれば、フランジ部をボルト孔の本数に対応した概略多角形状に形成することで、軽量化を図りながら剛性を向上させることができ、最適な形状を有する車輪用軸受を得ることができる。

図１は、この発明の一実施形態における車輪用軸受の一例のハブ軸受に含まれる５孔のハブホイール５１ａの外観斜視図であり、（Ａ）はフランジ部５２ａの一方面から見た斜視図であり、（Ｂ）はフランジ部５２ａの他方面側から見た斜視図である。ハブホイール５１ａは、５本のボルトでディスクロータやタイヤのホイールに取付けられ、主として中型乗用車に利用される。

図１（Ａ）に示すように、ハブホイール５１ａはフランジ部５２ａを含み、フランジ部５２ａは、ほぼ均一な板厚を有する円板状である。フランジ部５２ａには、ディスクロータ６０を介して、図示しないタイヤのホイールをハブホイール５１ａにボルトとナットで締結するために、外周の近傍に所定の角度ごとに５個のボルト孔５５が形成されている。フランジ部５２ａの一方面である車両インナ側の中心部には、軸受部５３が形成されている。インナ側端部は、径方向外向きに屈曲されて複列転がり軸受の内輪の車両インナ側端面に対して、かしめ付けられ、かしめ部５４が形成されている。なお、ディスクロータ６０は図１８に示すブレーキロータ４を簡略化したものである。

軸受部５３には中空孔５９が形成されているとともに、図１８に示した複列転がり軸受の転動体などが接触する内輪軌道面５６が軸受部５３の周りの全周にわたって形成されている。フランジ部５２ａから内輪軌道面５６に至る箇所には、小さな段差が設定され、その部分が研磨されて図１８に示したシール２６が接触するシールランド５７が形成されている。フランジ部５２ａの他方面にはパイロット部６２が形成されており、パイロット部６２は円筒状に形成されている。

図２は、５孔のハブホイール５１ａのフランジ部５２ａにおける外形のくびれ量を変化させたときの外形形状の変化を示す図であり、中空孔５９の中心から見て左半分の形状のみを示している。フランジ部５２ａの外形形状は、図２（Ａ）に示すように５個のボルト孔５５の最外周間を直線で結んで形成される５角形の各辺が外側に膨らんで略円板状になっている。各辺が外側に膨らんでいるか、あるいは内側に湾曲しているかを指標で示すために、くびれ量を用いる。概略多角形の各辺が直線であるとき、くびれ０として、凸または凹の極値とくびれ０の直線までの距離をくびれ量とする。図２（Ａ）に示すフランジ部５２ａのくびれ量は−８ｍｍになっている。くびれ量は、外側に膨らんでいる状態を−で示し、内側に湾曲している状態を＋で示している。

図２（Ａ）に示す５個のボルト孔５５にボルトを挿入し、図１に示したディスクロータ６０を介して、タイヤのホイールをハブホイール５１ａにナットで締結し、径方向上側から荷重をかけたとき、図２（Ａ）に示す径方向下部に接触面圧が加わり、径方向上部にはボルトに対して引っ張り応力が加わる。接触面圧は、フランジ部５２ａの径方向下半分に均一に加わるのではなく、図２（Ａ）に示す斜線部分に加わる。したがって、斜線部分よりも径方向下部には接触面圧が加わっておらず、この部分の肉はハブホイールの座面接触支持に寄与しておらず、無駄になっている。

そこで、図２（Ａ）に示すくびれ量−８ｍｍから、剛性やたわみに影響の小さい不必要な肉を削ぐことで剛性の向上および軽量化を図った最適形状を求める。すなわち、フランジ部５２ａの外形形状は、ボルト孔５５の本数に対応して、ボルト径の外径を直線で結んだ概略多角形状になるように、概略多角形の各辺における不必要な肉が削がれる。図２（Ｂ）は、くびれ量が−４ｍｍの例であり、フランジ部５２ａの５個のボルト孔５５間を結ぶ各辺の外形形状は、緩やかな円弧を描いていて略５角形状になっている。しかし、図２（Ｂ）においても、斜線部分よりも径方向下部には未だ無駄な肉が残っている。

図２（Ｃ）に示すように各辺の無駄な肉を削除すると、フランジ部５２ａの５個のボルト孔５５間を結ぶ各辺における外形形状は、外側に膨らんだり、内側に湾曲したりすることがないくびれ量が０になり、各辺が略直線を描いている。フランジ部５２ａの先端のボルト孔５５の周辺はボルト圧入部５８とされる。ボルト圧入部５８の径方向肉厚はボルト径の１／４〜１倍に設定される。

図２（Ｄ）は、さらに各辺の肉を削除した例であり、フランジ部５２ａの５個のボルト孔５５間における各辺の外形形状は、内側に湾曲しており、くびれ量を＋４ｍｍにした例である。図２（Ｅ）は５個のボルト孔５５間の各辺がさらに内側に湾曲しており、くびれ量を＋８ｍｍにした例である。図２（Ｆ）は５個のボルト孔５５間の各辺がさらに内側に湾曲しており、くびれ量を＋１２ｍｍにした例であり、図２（Ｇ）は５個のボルト孔５５間の各辺が最も内側に湾曲した例であり、くびれ量を＋１５ｍｍにした例である。この例では、斜線部分の径方向下部には圧縮力が加わらない余分な肉が削除されており、最も軽量化を図ることができる。ただし、くびれ量を大きくしすぎると、剛性やたわみに影響を及ぼしてしまうおそれがある。

図３は、くびれ量を０ｍｍにしたときのハブホイール５１ｂの外観図であり、（Ａ）は正面図であり、（Ｂ）は側面図であり、（Ｃ）は斜視図である。図４は、くびれ量を＋１５ｍｍにしたときのハブホイール５１ｃの外観図であり、（Ａ）は正面図であり、（Ｂ）は側面図であり、（Ｃ）は斜視図である。図３および図４において、図１と同じ部分には同一の参照番号を付して説明を省略する。

図１に示した略円板状のフランジ部５２ａに比べて、図３に示したフランジ部５２ｂは各辺の座面接触支持に寄与しない肉をそぐことにより軽量化が図られて、５個のボルト孔５５の本数に対応して５角形に形成されている。さらに、図４に示したフランジ部５２ｃは、５個のボルト孔５５間の各辺を円弧または懸垂線により内側に湾曲面を有する形状になるように肉を削除することで、さらに軽量化を図ることができる。

図５は図２に示すように、くびれ量を変化させたときのハブホイール５１ａにおける体積の変化を示す図である。図５において、横軸はくびれ量を示し、縦軸はフランジ部５２ａの体積の変化を示している。くびれ量が−８ｍｍから＋１５ｍｍに変化させるにしたがって、体積が減少していることがわかる。

図６は図２に示すように、くびれ量を変化させたときのハブホイール５１ａにおける応力の変化を示す図である。図６において、横軸はくびれ量を示し、縦軸はフランジ部５２ａの応力の変化を示している。くびれ量が−８ｍｍから＋１５ｍｍまで変化するにしたがって、応力が指数関数的に上昇しており、くびれ量を多くするほど体積が低下し、曲げに対する応力が高くなり、たわみが大きくなることがわかる。

図７は図２に示すように、くびれ量を変化させたときのハブホイール５１ａにおける変位和の変化を示す図である。図７において、横軸はくびれ量を示し、縦軸は径方向（Ｙ方向）のたわみ量を示している。たわみ量はくびれ量が−８ｍｍから＋４ｍｍ程度までは略直線的に減少しているが、＋６ｍｍから＋１５ｍｍまでは急激に−方向に減少している。

図５〜図７から明らかなように、くびれ量が大きくなるほど、体積を小さくできるが全体的に強度が低下し、応力が増大するとともに、変位和が増大することがわかる。このように、体積と応力とはトレードオフの関係にあるが、形状が強度を決定する他の要因となっている。この発明の実施形態では、トレードオフの関係にある体積と、応力とのバランスをとるために合理的な形状を求めることにある。

図８は図２に示すように、くびれ量を変化させたときの５孔のハブホイール５１ａにおける応力（正規化値）と体積（正規化値）と積の変化を示す図である。横軸はくびれ量を示し、縦軸は応力×体積を示している。くびれ量が０のときの応力と体積との積を１とし、くびれ量が−８ｍｍ〜＋４ｍｍまでは応力と体積との積が直線的に低下し、＋８ｍｍ、＋１０ｍｍが極値になり、＋１０ｍｍから＋１５ｍｍにかけて上昇している。この体積と応力との積が極値をもつ、くびれ量を有する形状が最適な形状として決定するのが好ましい。

図９は、この発明の他の実施形態における車輪用軸受の一例のハブ軸受に含まれる４孔を有するハブホイール５１ｄのフランジ部が円板形状を示す外観斜視図であり、（Ａ）はフランジ部５２ｄ一方面側から見た斜視図であり、（Ｂ）はフランジ部５２ｄの他方面側から見た斜視図である。４孔のハブホイール５１ｄは、主として軽乗用車に利用されている。このハブホイール５１ｄは４個のボルト孔５５が形成されたフランジ部５２ｄを有している点で、図１に示したハブホイール５１ａと異なっているが、それ以外の構成は同じである。

図１０は、４孔のハブホイール５１ｄのくびれ量を変化させたときの外形形状の変化を示す図であり、中空孔５９の中心から見て左半分の形状のみを示している。フランジ部５２ｄの初期形状における外形形状は、図１０（Ａ）に示すように４個のボルト孔５５間を結ぶ線の外側が膨らんで略円板状になっているため、くびれ量が−８ｍｍになっている。４個のボルト孔５５にボルトを挿入し、図１に示したディスクロータ６０を介して、タイヤのホイールをハブホイール５１ｄにナットで締結し、径方向上側から荷重をかけたとき、図１０（Ａ）に示す径方向下部の斜線部分に接触面圧が加わり、径方向上部にはボルトに対して引っ張り応力が加わる。斜線部分よりも径方向下部には接触面圧が加わっておらず、この部分の肉が座面接触支持に寄与していない。

そこで、図２の説明と同様にして、図１０（Ａ）に示す初期形状から、剛性やたわみに影響の小さい不必要な肉を削ぐことで剛性の向上および軽量化を図った最適形状を求める。すなわち、フランジ部５２ｄの外形形状は、ボルト孔５５の本数に対応した概略多角形状になるように、不必要な肉が削がれる。図１０（Ｂ）は、くびれ量が−４ｍｍの例であり、４個のボルト孔５５間の各辺におけるフランジ部５２ｄの外形形状は、緩やかな円弧を描いていて略４角形状になっている。しかし、図１０（Ｂ）においても、斜線部分よりも径方向下部には未だ無駄な肉が残っている。

図１０（Ｃ）に示すように無駄な肉を削除すると、４個のボルト孔５５間の各辺におけるフランジ部５２ｄの外形形状は、外側に膨らんだり、内側に湾曲したりすることがないくびれ量が０ｍｍになり、略直線を描いている。なお、この例においてもボルト孔５５の周囲はボルト圧入部５８とされる。ボルト圧入部５８の径方向肉厚はボルト径の１／４〜１倍に設定される。

図１０（Ｄ）は、さらに肉を削除した例であり、４個のボルト孔５５間の各辺におけるフランジ部５２ｄの外形形状は、内側に湾曲しており、くびれ量を＋４ｍｍにした例である。図１０（Ｅ）は各辺がさらに内側に湾曲しており、くびれ量を＋８ｍｍにした例である。図１０（Ｆ）は各辺がさらに内側に湾曲しており、くびれ量を＋１０ｍｍにした例である。この例においても、斜線部分の径方向下部には接触面圧が加わらない余分な肉が削除されており、最も軽量化を図ることができる。ただし、この例においても、くびれ量を大きくしすぎると、剛性やたわみに影響を及ぼしてしまうおそれがある。

図１１は、くびれ量を０ｍｍにしたときのハブホイール５１ｅの外観図であり、（Ａ）は正面図であり、（Ｂ）は側面図であり、（Ｃ）は斜視図である。図１２は、くびれ量を＋１０ｍｍにしたときのハブホイール５１ｆの外観図であり、（Ａ）は正面図であり、（Ｂ）は側面図であり、（Ｃ）は斜視図である。図１１および図１２において、図９と同じ部分には同一の参照番号を付して説明を省略する。

図９に示したフランジ部５２ｄに比べて、図１１に示したフランジ部５２ｅは座面接触支持に寄与していない肉をそぐことにより軽量化が図られている。図１２に示したフランジ部５２ｆは、４個のボルト孔５５間の各辺を円弧または懸垂線により内側に湾曲面を有する形状に形成したものであり、さらに軽量化を図ることができる。

図１３は、図１０に示すように、くびれ量を変化させたときの４孔のハブホイール５１ｄにおける体積の変化を示す図である。図１３において、横軸はくびれ量を示し、縦軸はフランジ部５２ｄの体積の変化を示している。くびれ量が−８ｍｍから＋１０ｍｍに変化させるにしたがって、体積が減少していることがわかる。

図１４は、図１０に示すように、くびれ量を変化させたときの４孔のハブホイール５１ｄにおける応力の変化を示す図である。図１４において、横軸はくびれ量を示し、縦軸はフランジ部５２ｄの応力の変化を示している。くびれ量が−８ｍｍから＋１０ｍｍまで変化するにしたがって、応力が指数関数的に上昇しており、くびれ量を多くするほど応力を高くできることがわかる。

図１５は、図１０に示すように、くびれ量を変化させたときの４孔のハブホイール５１ｄにおけるたわみ量の変化を示す図である。図１５において、横軸はくびれ量を示し、縦軸はたわみ量を示している。変位和はくびれ量が−８ｍｍから＋２ｍｍ程度までは略直線的に減少しているが、＋４ｍｍから＋１０ｍｍまでは急激に減少している。

図１６は図１０に示すように、くびれ量を変化させたときの４孔のハブホイール５１ｄにおける応力（正規化値）と体積（正規化値）と積の変化を示す図である。横軸はくびれ量を示し、縦軸は応力×体積を示している。くびれ量が０のときの応力と体積との積を１年、くびれ量が−８ｍｍ〜０ｍｍまでは応力と体積との積がほぼ直線的に低下し、＋２ｍｍ，＋４ｍｍを極値として＋６ｍｍから＋１０ｍｍにかけて上昇している。この体積と応力との積が極値をもつ、くびれ量＋２ｍｍ，＋４ｍｍを有する形状が最適な形状として決定されるのが好ましい。

なお、上述の説明では、４個あるいは５個のボルト孔５５の本数に対応して４角形あるいは５角形の概略多角形状となるようにフランジの形状を形成するようにしたが、ボルト孔は６本以上であってもよく、その本数に対応した概略多角形状となるようにフランジを形成してもよい。

以上、図面を参照してこの発明の実施形態を説明したが、この発明は、図示した実施形態のものに限定されない。図示された実施形態に対して、この発明と同一の範囲内において、あるいは均等の範囲内において、種々の修正や変形を加えることが可能である。

この発明の車輪用軸受は、４孔あるいは５孔を有する自動車用軸受であるハブ軸受に利用される。

この発明の一実施形態における車輪用軸受の一例のハブ軸受に含まれる５孔のハブホイールの外観斜視図である。 図１に示した５孔のハブホイールのくびれ量を変化させたときの外形形状の変化を示す図である。 くびれ量を０にしたときの５孔のハブホイールの外観図である。 くびれ量を＋１５ｍｍにしたときの５孔のハブホイールの外観図である。 図２に示すように、くびれ量を変化させたときの５孔のハブホイールにおける体積の変化を示す図である。 図２に示すように、くびれ量を変化させたときの５孔のハブホイールにおける応力の変化を示す図である。 図２に示すように、くびれ量を変化させたときの５孔のハブホイールにおける変位和の変化を示す図である。 図２に示すように、くびれ量を変化させたときの５孔のハブホイールにおける応力×体積の変化を示す図である。 この発明の他の実施形態における車輪用軸受の一例のハブ軸受に含まれる４孔のハブホイールの外観斜視図である。 図９に示した４孔のハブホイールのくびれ量を変化させたときの外形形状の変化を示す図である。 図１０に示すように、くびれ量を０にしたときの４孔のハブホイールの外観図である。 図１０に示すように、くびれ量を＋１０ｍｍにしたときの４孔のハブホイールの外観図である。 図１０に示すように、くびれ量を変化させたときの４孔のハブホイールにおける体積の変化を示す図である。 図１０に示すように、くびれ量を変化させたときの４孔のハブホイールにおける最大主応力の変化を示す図である。 図１０に示すように、くびれ量を変化させたときの４孔のハブホイールにおける変位和の変化を示す図である。 図１０に示すように、くびれ量を変化させたときの４孔のハブホイールにおける応力×体積の変化を示す図である。 従来のハブ軸受のハブホイールおよび内輪の外観図である。 従来のハブ軸受の縦断面図である。

符号の説明

５１ａ，５１ｂ，５１ｃ，５１ｄ，５１ｅ，５１ｆ ハブホイール、５２ａ，５２ｂ，５２ｃ，５２ｄ，５２ｅ，５２ｆ フランジ部、５３ 軸受部、５４ かしめ部、５５ ボルト孔、５６ 内輪軌道面、５７ シールランド、５８ ボルト圧入部、５９ 中空孔、６０ ディスクロータ、６２ パイロット。

Claims (3)

1. 略均一な板厚のフランジ部と、
   前記フランジ部の一方面側から延びるように形成された軸受部と、
   前記フランジ部から他方面側に延びるように形成され、前記フランジ部の相手部材をガイドするパイロット部とを備え、
   前記フランジ部は、外周が概略多角形状の輪郭を有し、前記外周の所定の角度ごとの角部にボルトを挿入するために形成された複数の孔を含み、前記外周が円弧または懸垂線で内側に湾曲させた輪郭線を有し、
   前記概略多角形状の外周を直線の輪郭線で表したときのくびれを０とし、前記外周を円弧または懸垂線で内側に湾曲させた輪郭線で表したときの輪郭線の最凹部と前記くびれ０の直線で表される輪郭線との間の距離をくびれ量としたとき、湾曲線は前記フランジ部の体積と応力との積が極小値となるくびれ量を有することを特徴とする、車輪用軸受。
2. 略均一な板厚を有し、外周が概略多角形状の輪郭を有し、前記外周の所定の角度ごとの角部にボルトを挿入するための複数の孔が形成されたフランジ部を備える車輪用軸受の形状設計方法であって、
   前記概略多角形状の外周を直線の輪郭線で表したときのくびれを０とし、前記外周を円弧または懸垂線で内側に湾曲させた輪郭線で表したときの輪郭線の最凹部と前記くびれ０の直線で表される輪郭線との間の距離をくびれ量として定義するステップと、
   前記湾曲線で表される輪郭線のくびれ量を変化させるステップと、
   前記フランジ部の体積と応力との積が極小値となるくびれ量を決定し、前記決定したくびれ量を有する湾曲線で表される輪郭線を最適形状として決定するステップとを備える、車輪用軸受の形状設計方法。
3. 前記フランジ部の輪郭線のくびれ量を変化させるステップは、前記フランジ部の直線で表される輪郭線と前記湾曲線で表される輪郭線の最凹部との間の余分な部分を削除するステップを含む、請求項２に記載の車輪用軸受の形状設計方法。

Images