JPH1182489A - 玉軸受 - Google Patents
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- JPH1182489A JPH1182489A JP9238268A JP23826897A JPH1182489A JP H1182489 A JPH1182489 A JP H1182489A JP 9238268 A JP9238268 A JP 9238268A JP 23826897 A JP23826897 A JP 23826897A JP H1182489 A JPH1182489 A JP H1182489A
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
- F16C35/00—Rigid support of bearing units; Housings, e.g. caps, covers
- F16C35/04—Rigid support of bearing units; Housings, e.g. caps, covers in the case of ball or roller bearings
- F16C35/06—Mounting or dismounting of ball or roller bearings; Fixing them onto shaft or in housing
- F16C35/063—Fixing them on the shaft
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
- F16C19/00—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement
- F16C19/02—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows
- F16C19/14—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows for both radial and axial load
- F16C19/16—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows for both radial and axial load with a single row of balls
- F16C19/163—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows for both radial and axial load with a single row of balls with angular contact
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- F16C19/00—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement
- F16C19/54—Systems consisting of a plurality of bearings with rolling friction
- F16C19/541—Systems consisting of juxtaposed rolling bearings including at least one angular contact bearing
- F16C19/542—Systems consisting of juxtaposed rolling bearings including at least one angular contact bearing with two rolling bearings with angular contact
- F16C19/543—Systems consisting of juxtaposed rolling bearings including at least one angular contact bearing with two rolling bearings with angular contact in O-arrangement
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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- F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
- F16C33/00—Parts of bearings; Special methods for making bearings or parts thereof
- F16C33/30—Parts of ball or roller bearings
- F16C33/58—Raceways; Race rings
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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- F16C33/00—Parts of bearings; Special methods for making bearings or parts thereof
- F16C33/30—Parts of ball or roller bearings
- F16C33/58—Raceways; Race rings
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
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- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Manufacturing & Machinery (AREA)
- Rolling Contact Bearings (AREA)
Abstract
(57)【要約】
【課題】 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。 【解決手段】 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し、
それによって内輪と軸との間に生じる滑り現象を防止し
ている。
面で生じるクリープを抑えることを目的とする。 【解決手段】 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し、
それによって内輪と軸との間に生じる滑り現象を防止し
ている。
Description
【０００１】
【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。
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。
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。
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。
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】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
元を最適化し、それによって内輪と軸との間に生じる滑
り現象を防止している。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を防止できる。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も長くな
る
て、内輪の肩部外開きが生じないように、内輪寸法の諸
元を最適化し、それによって内輪と軸との間に生じる滑
り現象を防止している。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を防止できる。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も長くな
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、０．１
Ｓ≦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、０．０７５
ｄ≦ｔ≦０．２ｄの関係を満たすことが好ましい。
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、０．１
Ｓ≦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、０．０７５
ｄ≦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。
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。
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。
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。
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／ｒ
x 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。
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／ｒ
x 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。
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。
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／Ｄ
ａ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／Ｄ
ａ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。
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／Ｄ
ａ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／Ｄ
ａ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／Ｄ
a ）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０．４
５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。
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／Ｄ
a ）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０．４
５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。
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。
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１
０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。Ｃ
0 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。
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１
０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。Ｃ
0 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／ｒ
x 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。
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／ｒ
x 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Ｂを結んだ直線ＯＢ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 よリ大きく、かつｒx ≦ａ≦Ｌの場合、効
果がさらに大きくなる。
位置Ｂを結んだ直線ＯＢ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 よリ大きく、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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
側端部の変形状態を示す図である。
１ 玉軸受 ２ 軸 ３ 内輪 ３ａ 肩部 １０ 玉
Claims (1)
- 【請求項１】 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し、
それによって内輪と軸との間に生じる滑り現象を防止し
たことを特徴とするアンギュラー軸受。
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|---|---|---|---|
| JP23826897A JP4126508B2 (ja) | 1997-09-03 | 1997-09-03 | アンギュラ玉軸受 |
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| GB9819158A GB2328986B (en) | 1997-09-03 | 1998-09-02 | An angular contact ball bearing |
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|---|---|---|---|
| JP23826897A JP4126508B2 (ja) | 1997-09-03 | 1997-09-03 | アンギュラ玉軸受 |
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| JP2007078920A Division JP4280937B2 (ja) | 2007-03-26 | 2007-03-26 | 複列アンギュラ玉軸受 |
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|---|---|
| JPH1182489A true JPH1182489A (ja) | 1999-03-26 |
| JP4126508B2 JP4126508B2 (ja) | 2008-07-30 |
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| JP2007327647A (ja) * | 2007-08-10 | 2007-12-20 | Jtekt Corp | 転がり軸受および組立体 |
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| JP6805608B2 (ja) * | 2016-07-27 | 2020-12-23 | 株式会社ジェイテクト | 組み合わせ軸受 |
| CN113357269B (zh) * | 2021-07-05 | 2022-08-12 | 太原科技大学 | 一种滚动轴承外圈的制造方法 |
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|---|---|---|---|---|
| IT8453261V0 (it) * | 1984-04-13 | 1984-04-13 | Riv Officine Di Villar Perosa | Cuscinetto a sfere |
| DE3503215A1 (de) * | 1985-01-31 | 1986-08-07 | Schaeffler Wälzlager GmbH, 6650 Homburg | Schraegkugellager und verfahren zum zusammenbau eines solchen schraegkugellagers |
| US5176456A (en) * | 1989-05-01 | 1993-01-05 | Koyo Seiko Co., Ltd. | Rolling bearing |
| JP2584936Y2 (ja) * | 1992-08-19 | 1998-11-11 | 日本精工株式会社 | ターボチャージャー用玉軸受 |
| JP3690821B2 (ja) * | 1993-12-15 | 2005-08-31 | 日本精工株式会社 | 車輪用複列アンギュラ型玉軸受 |
-
1997
- 1997-09-03 JP JP23826897A patent/JP4126508B2/ja not_active Expired - Fee Related
-
1998
- 1998-09-02 GB GB9819158A patent/GB2328986B/en not_active Expired - Lifetime
- 1998-09-03 US US09/146,355 patent/US5951173A/en not_active Expired - Lifetime
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| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
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| JP2006052817A (ja) * | 2004-08-16 | 2006-02-23 | Ntn Corp | 車輪用軸受装置 |
| JP4562025B2 (ja) * | 2004-08-16 | 2010-10-13 | Ｎｔｎ株式会社 | 車輪用軸受装置 |
| JP2007327647A (ja) * | 2007-08-10 | 2007-12-20 | Jtekt Corp | 転がり軸受および組立体 |
| JP2017129276A (ja) * | 2017-03-08 | 2017-07-27 | Ntn株式会社 | 深みぞ玉軸受の保持器 |
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| Publication number | Publication date |
|---|---|
| GB9819158D0 (en) | 1998-10-28 |
| US5951173A (en) | 1999-09-14 |
| GB2328986A (en) | 1999-03-10 |
| GB2328986B (en) | 2000-07-19 |
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