WO2005045269A1 - オイル潤滑式転がり軸受装置 - Google Patents

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WO2005045269A1
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rolling bearing
outer ring
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Hiroki Matsuyama
Hiroyuki Chiba
Kazuhisa Kitamura
Kazuyoshi Yamakawa
Toshirou Fukuda
Hirofumi Dodoro
Kazutoshi Toda
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Definitions

  • the present invention relates to an oil-lubricated rolling bearing device, and more particularly to an oil-lubricated rolling bearing device suitable for being installed on a pinion shaft support device such as a differential gear or a transaccelerator of an automobile, and a transmission of an automobile.
  • the tapered roller bearing includes a tapered roller 13 that is rotatably disposed in an inner ring 11, an outer ring 12, an annular space 14 between the inner ring 11 and the outer ring 12,
  • the retainer 15 holds the rollers 13 at predetermined intervals in the circumferential direction.
  • the tapered roller bearing supports a radial load and a thrust load, that is, loads in the radial direction and the thrust direction.
  • the tapered roller bearing can support loads in the radial direction and the thrust direction, but has a problem of a large rotating torque. For this reason, ball bearings are often used in applications requiring low torque.
  • Factors of the rotational torque of the tapered roller bearing include a crocodile portion 11a formed at the small-diameter end of the conical raceway surface of the inner race 11 and a flange formed at the large-diameter end of the conical raceway surface.
  • the sliding friction resistance between the part l ib and the end faces 13a, 13b of the tapered rollers 13 is mentioned.
  • tapered roller bearing is used in a differential device of an automobile, a machine tool, or the like. Resistance to oil agitation caused by the above.
  • a tapered roller bearing capable of reducing the oil stirring resistance there is a tapered roller bearing described in JP-A-2004-084799.
  • the radial thickness of the pillar portion of the cage is increased over substantially the entire circumferential direction. In this way, the flow path of the lubricating oil between the inner surface of the retainer and the outer surface of the inner ring is narrowed to reduce the amount of lubricating oil flowing into the bearing.
  • tapered roller bearings have the advantage of high capacity, but have the disadvantage of high rotational torque.
  • the rotation torque is not sufficiently reduced by the stirring resistance. If the rotational torque can be greatly reduced
  • an object of the present invention is to provide an oil-lubricated rolling bearing device that can reduce the rotating torque by reducing the stirring resistance while securing the load capacity.
  • an oil-lubricated rolling bearing device of the present invention includes:
  • a plurality of rolling elements disposed between the inner ring and the outer ring,
  • An oil inflow suppressing member that suppresses oil from flowing between the inner ring and the outer ring;
  • the oil inflow suppressing member penetrates into the bearing device.
  • the amount of oil can be reduced. Therefore, oil does not excessively enter the inside of the oil-lubricated rolling bearing device, and the oil stirring resistance can be reduced. it can. Therefore, it is possible to reduce the fuel consumption of an automobile or the like provided with the oil-lubricated rolling bearing device of the present invention.
  • the oil-lubricated rolling bearing device includes:
  • the rolling element is a tapered roller
  • the inner ring is a rotating wheel having a conical raceway surface
  • the outer ring is a fixed wheel having a conical raceway surface
  • the inner ring has a flange portion in contact with the small-diameter end surface of the tapered roller,
  • the oil inflow suppression member is a shielding plate having a protruding portion that protrudes radially outward from the flange.
  • the protruding portion is disposed at a position spaced apart from the retainer in the axial direction of the inner ring.
  • the rotational torque can be significantly reduced as compared with the conventional tapered rollers.
  • the shield plate is arranged on the inner ring side which is a rotating wheel, and the shield plate has a rotating structure. Therefore, due to the centrifugal force of the oil adhering to the shield plate, the oil is moved outward in the radial direction. It is presumed that this is because oil is less likely to enter the bearing device.
  • the oil-lubricated rolling bearing device includes:
  • the outer diameter of the projecting portion is equal to or less than the inner diameter of the small-diameter end of the conical raceway surface of the outer ring.
  • seizure of the bearing device can be prevented.
  • the oil-lubricated rolling bearing device includes:
  • the gap in the axial direction between the protrusion and the retainer is 3 mm or less.
  • the amount of oil entering the bearing device can be further reduced, and the rotational torque can be further reduced.
  • the inner ring and the shielding plate are integrally formed.
  • the number of processing steps and the number of assembly steps can be reduced.
  • the oil-lubricated rolling bearing device includes:
  • the rolling elements are tapered rollers
  • the inner ring is a rotating wheel having a conical raceway surface
  • the outer ring is a fixed wheel having a conical raceway surface
  • the oil inflow suppressing member is a shielding plate having a protruding portion that protrudes radially inward from an end of the conical raceway surface of the outer ring on the small diameter side,
  • the projecting portion is disposed at a position spaced apart from the retainer in the axial direction of the outer ring,
  • the gap in the axial direction between the protrusion and the retainer is 3 mm or less.
  • the amount of oil entering the bearing device can be reduced, and the rotational torque can be reduced.
  • the outer race and the shielding plate are formed integrally.
  • the number of processing steps and the number of assembly steps can be reduced.
  • the oil-lubricated rolling bearing device of one embodiment is provided with an oil outflow promoting structure for promoting the outflow of the oil flowing between the inner ring and the outer ring.
  • the inside of the bearing device is The oil that has entered into the bearing device can quickly flow out of the bearing device. Therefore, the oil does not stay inside the oil-lubricated rolling bearing device, and the oil flows out smoothly, so that the agitation resistance of the oil can be reduced, and the oil-lubricated rolling bearing device itself has a tonnolek. Can be smaller. Therefore, it is possible to reduce the fuel consumption of an automobile equipped with the oil-lubricated rolling bearing device of the present invention.
  • the oil-lubricated rolling bearing device of one embodiment includes:
  • the rolling element is a tapered roller
  • the tapered roller having the number z that satisfies the following condition is disposed between the inner ring and the outer ring with the large-diameter side of the tapered roller facing the oil outflow side.
  • the number z of the tapered rollers is suppressed to 0.85 / (DW / (7i.dm)) or less, the space between the tapered rollers circumferentially adjacent to each other is increased, The oil flow can be promoted because the flow path is enlarged. Therefore, the amount of oil inside the oil-lubricated rolling bearing can be reduced, and the oil stirring resistance can be reduced.
  • the number z of the tapered rollers is set to 0.85 / (DW / (7i.dm)) or less, so that the number force of the tapered rollers 0.90 / (DW / (7i ′) dm)) Force 0.95 / (DW / ( ⁇ * cim))
  • the oil that has entered the bearing can easily flow out. Therefore, the amount of oil contributing to the oil stirring resistance is reduced, so that the torque caused by the stirring resistance can be reduced by 10% or more.
  • the oil-lubricated rolling bearing device of one embodiment includes:
  • the rolling element is a tapered roller
  • the oil outflow promoting structure includes a conical raceway surface of the outer ring that is set to contact the tapered roller at a contact angle of 25 ° or more.
  • the above-mentioned contact angle is defined as the complementary angle (90 ° —the above-mentioned angle) formed by the normal line of the tapered surface and the axis center line of the oil-lubricated rolling bearing device. Shall be.
  • the contact angle is set to 25 ° or more, and the conical raceway surface force of the outer race is increased in the direction in which oil flows out. The speed at which the oil that has reached the conical raceway surface of the outer ring by force moves along the conical raceway surface can be increased. Therefore, the oil can be efficiently drained, and the oil-lubricated rolling bearing device itself can have a greater degree of reduction in tonnolek.
  • the contact angle is set to 25 ° or more, compared with a normal bearing in which the contact angle is set to about 20 °, the centrifugal force is applied.
  • the ability to discharge oil from the bearing flowing to the outer ring side can be increased, and the torque caused by stirring resistance can be reduced by 20% or more.
  • the oil inflow suppressing member includes a member that partially closes an opening between the inner ring and the outer ring on the oil inflow side.
  • the outflow promoting structure includes a member extending toward the oil outflow side and extending along the oil outflow direction.
  • the oil outflow side is defined as the center of the rolling element (when the rolling element is a tapered roller, on the center axis of the tapered roller, and between the large end face and the small end face). With respect to a plane passing through the center point of the outer ring and perpendicular to the center axis of the outer ring, as the downstream side of the oil flow. Further, the oil inflow side is defined as the upstream area of the oil flow with respect to the plane.
  • the oil inflow suppressing member includes a member extending so as to close the opening on the oil inflow side, oil other than the minimum necessary oil is supplied to the opening force oil lubrication type rolling. It is possible to reliably suppress intrusion into the force bearing device. Further, since the oil outflow promotion structure includes a member extending along the oil outflow direction on the oil outflow side, the oil flow can be rectified by the oil outflow promotion structure, Oil can be efficiently drained.
  • the oil-lubricated rolling bearing device is arranged such that the tapered roller has a large-diameter end face and a large-diameter side of the conical raceway surface of the inner race. At least one of the end faces of the flange portion in contact with the end face is coated with a hard coating. According to the above embodiment, at least one of the large-diameter end face of the tapered roller and the end face of the flange portion is covered with the hard coating, so that the large-diameter side of the tapered roller is covered.
  • the friction between the end face of the tapered roller and the end face of the flange portion can be reduced to further reduce the torque, and even if the supplied oil is in a minimal state, the end face of the tapered roller, which is the contact portion, on the large diameter side Seizure of the end surfaces of the flange (the contact portions thereof) can be reliably prevented.
  • the oil-lubricated rolling bearing device includes:
  • the rolling element is a ball
  • the oil outflow accelerating structure includes a portion having a widened cross section on the oil outflow side on the inner peripheral surface of the outer ring.
  • the speed at which oil that has reached the inner surface of the outer ring due to centrifugal force during operation of the oil-lubricated rolling bearing device moves along the inner peripheral surface of the outer ring is increased.
  • At least one of the raceway surfaces of the inner ring and the outer ring and the ball is coated with a hard coating.
  • the frictional force between the raceway surfaces of the inner ring and the outer ring and the ball can be reduced to reduce the torque. Further, even if the supplied oil becomes extremely small, seizure between the ball and the two raceway surfaces (the contact portions thereof) can be reliably prevented.
  • the amount of oil entering the inside of the bearing device can be suppressed by the oil inflow suppressing member. Therefore, oil does not excessively infiltrate into the oil-lubricated rolling bearing device, and the oil agitation resistance can be reduced, so that the tonolek of the oil-lubricated rolling bearing device itself can be reduced. . Therefore, it is possible to reduce the fuel consumption of an automobile equipped with the oil-lubricated rolling bearing device of the present invention.
  • FIG. 1 is an axial sectional view of a tapered roller bearing device according to a first embodiment of the oil-lubricated rolling bearing device of the present invention.
  • FIG. 2 shows a tapered roller bearing device according to a second embodiment of the oil-lubricated rolling bearing S-rolling device of the present invention. It is sectional drawing of an axial direction.
  • Garden 3 is an axial sectional view of a tapered roller bearing device according to a third embodiment of the oil-lubricated rolling bearing device of the present invention.
  • Garden 4 is an axial cross-sectional view of a tapered roller bearing device according to a fourth embodiment of the oil-lubricated rolling contact S bearing device of the present invention.
  • FIG. 5 is a view showing three tapered roller bearing devices used in a test for examining the operation and effect of the tapered roller bearing device of the first embodiment.
  • FIG. 6 is a view showing three tapered roller bearing devices used in a test for investigating the operational effects of the tapered roller bearing device of the third embodiment.
  • FIG. 7 is a graph showing the results of a torque test of the three tapered roller bearing devices shown in FIG.
  • FIG. 7 is a graph showing the results of a torque test of the three tapered roller bearing devices shown in FIG.
  • Park 10 is an axial sectional view of a tapered roller bearing device according to a fifth embodiment of the oil-lubricated rolling bearing device of the present invention.
  • Garden 12 is a view showing a tapered roller bearing device used for investigating a torque reduction effect and an oil flow reduction effect.
  • Garden 13 is a diagram showing the relationship between the four tapered roller bearing devices, the tonnolec of the tapered roller bearing, and the rotation speed.
  • Garden 15 is an axial sectional view of a ball bearing device according to a seventh embodiment of the oil-lubricated rolling bearing device of the present invention.
  • FIG. 16 is a diagram showing the relationship between the rotational speed and the friction torque in the ball bearing device of the seventh embodiment and the conventional ball bearing when the gear oil is set to 50 degrees.
  • FIG. 1 is an axial sectional view of a tapered roller bearing device which is a lubricated rolling bearing device according to a first embodiment of the present invention.
  • the tapered roller bearing device is used, for example, for supporting a pinion shaft of a pinion shaft support device such as a differential gear device or a transaxle device of an automobile.
  • the tapered roller bearing device includes an inner ring 1, an outer ring 2, and a tapered roller 3 and a tapered roller 3, which are arranged at regular intervals in a circumferential direction in an annular space 4 between the inner ring 1 and the outer ring 2. It comprises a retainer 5 for holding and a shielding plate 6 as an example of a roll inflow suppressing member.
  • the inner ring 1 is a rotating wheel having a conical raceway surface
  • the outer ring 2 is a fixed wheel having a conical raceway surface.
  • the inner ring 1 has a flange la at the end of the conical raceway surface on the small diameter side and a flange la contacting the small diameter end surface of the tapered roller 3, and the end of the conical raceway surface on the large diameter side has the tapered roller 3 It has a flange that contacts the large diameter end surface.
  • This tapered roller bearing device is used under the condition that oil flows in from the opening on the side of the flange la of the inner ring 1.
  • the shielding plate 6 is arranged for the purpose of restricting the inflow of oil.
  • the shield plate 6 is fixed directly (or indirectly via a member) to the rotating shaft so as to abut on the end surface of the flange la on the small diameter side of the conical raceway surface of the inner ring 1.
  • the shielding plate 6 can rotate with the rotation axis.
  • the shielding plate 6 has a protruding portion 9 that protrudes radially outward from the flange la of the inner ring 1.
  • the protruding portion 9 is smaller than the inner diameter of the end on the small diameter side of the conical raceway surface of the outer ring 2.
  • the shielding plate 6 is disposed so as to abut on the end surface of the flange la on the small diameter side of the conical raceway surface of the inner ring 1.
  • the blocking plate 6 need not be in contact with the end face of the flange la on the small diameter side of the conical raceway surface of the inner ring 1.
  • a member may be disposed between the blocking plate 6 and the end surface of the flange la on the small diameter side of the conical raceway surface of the inner ring 1.
  • the outer diameter D of the protrusion 9 is equal to or larger than the outer diameter A of the flange la on the small end side of the inner ring 1. Further, the protruding portion 9 is arranged at a position (space) d outside the retainer 5 in the axial direction of the inner ring 1.
  • the outer diameter D of the shielding plate 6 is smaller than the outer diameter A of the flange la on the small end side of the inner ring 1 by “D ⁇ If the design is "A”, the inflow of lubricating oil cannot be suppressed, and the effect of reducing the rotational torque will be reduced. [0058] Regardless of the outer diameter of the shielding plate 6, if the gap d is "d>3mm", the effect of suppressing the inflow of the lubricating oil is small, and the effect of reducing the rotational torque is reduced.
  • the outer diameter D of the projection 9 of the shielding plate 6 is set to be equal to or larger than the outer diameter A of the flange la on the small end side of the inner ring 1 and the outer ring 2
  • the inner diameter of the inner peripheral end of the large end 2a of the outer ring 2 is smaller than the inner diameter C of the end of the conical raceway surface of the outer ring 2 on the smaller diameter side, and the protrusion 9 is moved from the end of the retainer 5 to the inner ring. Since a certain gap d is arranged at the outer side in the axial direction of 1, the infiltration of the lubricating oil can be restricted, and the stirring resistance can be remarkably reduced. The effect is particularly remarkable when the protruding portion is arranged outside the end of the cage in the axial direction.
  • the outer diameter D of the shielding plate 6 is smaller than the outer diameter A of the flange la on the small end side of the inner ring 1 by “D ⁇ A”. Then, the effect of suppressing the lubricating oil inflow is reduced, and the effect of reducing the rotational torque is also reduced.
  • the outer diameter D is larger than the inner diameter C of the inner peripheral end of the large end 2a of the outer ring 2> ⁇ ”, the lubricating oil hardly flows into the tapered roller bearing device. In addition, the lubrication of the contact surface between the outer ring 2) and tapered roller 3 will be insufficient, and the contact surface will be damaged or seized.
  • the protruding portion 9 is formed outside the shielding plate 6 in the axial direction.
  • the protruding portion is formed in the axial direction of the shielding plate. It may be formed at a place other than the outside.
  • the protruding portion extends straight inward substantially in the radial direction. In the present invention, the protruding portion may extend obliquely substantially inward in the radial direction.
  • FIG. 2 is an axial sectional view of a tapered roller bearing device of a second embodiment of the oil-lubricated rolling bearing device of the present invention.
  • the shield plate 6 separate from the inner ring 1 is arranged on the small end side (the flange la side) of the inner ring 1, but the tapered roller of the second embodiment.
  • the bearing device differs from the tapered roller bearing device of the first embodiment only in that the flange la on the small diameter side of the conical raceway surface of the inner ring 1 and the shielding plate 6 are integrally formed as shown in FIG. .
  • Tapered roller bearing device of the second embodiment The description of the modified example which is common to the tapered roller bearing device of the first embodiment is omitted.
  • the protruding portion 9 protrudes radially outward from the flange la of the inner ring 1. Further, the protruding portion 9 is disposed at a position where a gap d is provided outward from the end of the retainer 5 in the axial direction of the inner ring 1.
  • the rotational torque due to the stirring resistance can be reduced, and the number of processing steps and the number of assembling steps can be reduced.
  • FIG. 3 is an axial sectional view of a tapered roller bearing device of a third embodiment of the oil-lubricated rolling bearing device of the present invention.
  • the basic configuration of the tapered roller bearing device of the third embodiment is the same as the basic configuration of the tapered roller bearing device of the first embodiment.
  • a bush plate 7 as an example of an oil inflow suppressing member is fixed to a case 8 to which the outer ring 2 is fixed.
  • the shielding plate 7 is fixed to the case 8 so as to abut the end surface of the conical raceway surface of the outer race 2 on the small diameter side.
  • the shielding plate 7 has a protruding portion 10 that protrudes radially inward from an end of the conical raceway surface of the outer race 2 on the small diameter side.
  • the inner diameter F of the protruding portion 10 is set to be equal to or smaller than the inner diameter C of the inner peripheral end of the large end 2a of the outer race 2.
  • the protruding portion 10 is arranged at a position spaced from the retainer 5 in the axial direction of the outer ring 1.
  • the axial gap d between the projecting portion 10 and the retainer 5 is set to 3 mm or less.
  • the shielding plate 7 is fixed to the case 8 so as to abut on the end surface of the conical raceway surface of the outer race 2 on the small diameter side.
  • the shield plate 7 is good even if there is a gap in the axial direction of the outer ring 2 between the shield plate 7 and the end surface on the small diameter side of the conical raceway surface of the outer ring 2. 7 may not be in contact with the end surface of the conical raceway surface of the outer race 2 at the end on the small diameter side.
  • a member may be arranged between the shield plate 7 and the end surface of the conical raceway surface of the outer ring 2 at the end on the small diameter side.
  • the dimensions are designed differently from the third embodiment, that is, when the inner diameter F If the dimension is designed to be larger than the internal diameter C of the inner diameter end of the large portion 2a of the outer ring 2, the effect of suppressing the inflow of lubricating oil is reduced, and the rotational torque is reduced. The effect is also reduced. If the gap d is “d> 3 mm” regardless of the inner diameter of the shielding bush plate 7, the effect of suppressing the inflow of lubricating oil is insufficient, and the effect of reducing the rotational torque is reduced. A ⁇ F ⁇ B is preferable for achieving both reduction of rotational torque and securing of lubricity.
  • FIG. 4 is an axial sectional view of a tapered roller bearing device of a fourth embodiment of the oil-lubricated rolling bearing device of the present invention.
  • the shielding plate 7 separate from the outer ring 2 is fixed to the case 8 to which the outer ring 2 is fixed.
  • the large end 2a of the outer ring 2 and the shielding plate 7 are integrally formed as shown in FIG. 4, and the protrusion 10 is moved 3 mm in the axial direction of the outer ring 1 with respect to the retainer 5. It may be arranged at a place with the following distance d.
  • tapered roller bearing device of the fourth embodiment similarly to the tapered roller bearing device of the second embodiment, it is possible to reduce the rotational torque due to the stirring resistance and to reduce the number of processing steps and the number of assembling steps. Is also possible.
  • FIG. 5 is a diagram showing three tapered roller bearing devices used in a test for investigating the operational effects of the tapered roller bearing device of the first embodiment.
  • the tapered roller bearing device shown in FIG. 5A is a conventional tapered roller bearing.
  • the tapered roller bearing shown in Fig. 5 (B) is a tapered roller bearing device of the developed product A
  • the tapered roller bearing shown in Fig. 5 (C) is a tapered roller bearing device of the developed product B.
  • the dimensional ratio of the test object is set as follows.
  • the flange l la of the inner ring 11 on the lubricating oil inflow side of the conventional tapered roller bearing that is, the flange on the small diameter side of the conical raceway surface of the inner ring 11.
  • Set the outer diameter of 11a to ⁇ A, set the inner diameter of cage 15 to ⁇ ⁇ , and set the inner peripheral end of the large end 12a of the outer ring 12 was set to ⁇ .
  • FIG. 17 is a diagram showing a tester.
  • This tester is a vertical torque measuring device. As shown in FIG. 17, this vertical torque measuring device rotates an inner ring of a test tapered roller bearing device (shown as a test bearing in FIG. 17).
  • the vertical torque measuring device is configured to fix the large end surface of the outer ring upward. The following conditions were adopted as test conditions.
  • each of the three tapered roller bearing devices showing the above structure in detail was moved under the above conditions, and the torque was measured in each of the three tapered roller bearing devices.
  • FIG. 7 is a graph showing the test results.
  • the outer diameter D of the protruding portion 9 of the shielding plate 6 is set to be equal to or larger than the outer diameter A of the flange la on the small diameter side of the conical raceway surface of the inner ring 1 and the conical shape of the outer ring 2 If the inner diameter of the inner end of the large end 2a on the small diameter side of the raceway surface is set to C or less and the axial gap between the protrusion 9 and the cage 5 is set to 3 mm or less, the rotational torque Can be greatly reduced to 60% to 64% of the rotational torque of conventional tapered roller bearings. In other words, it is possible to reduce the rotational torque by 36% 40%.
  • FIG. 6 is a diagram showing three tapered roller bearing devices used in a test for investigating the operational effects of the tapered roller bearing device of the third embodiment.
  • the tapered roller bearing device shown in Fig. 6 (A) is a conventional tapered roller bearing.
  • the tapered roller bearing device shown in FIG. 6 (B) is a developed product C tapered roller bearing device
  • the tapered roller bearing device shown in FIG. 6 (C) is a developed product D tapered roller bearing device.
  • the dimensional ratio of the test object is set as follows.
  • the flange portion lla of the inner ring 11 on the lubricating oil inflow side of the conventional tapered roller bearing that is, the flange on the small diameter side of the conical raceway surface of the inner ring 11
  • the outer diameter of the part 11a was set to ⁇ A
  • the inner diameter of the retainer 15 was set to ⁇
  • the inner diameter of the inner peripheral surface end of the large end 12a of the outer ring 12 was set to ⁇ .
  • ⁇ F ( ⁇ B10 ⁇ C) / 2
  • d 0.1 mm
  • a vertical torque measuring device shown in Fig. 17 was used as a tester. The test was performed under the condition that the inner ring was rotated and the large end face of the outer ring was fixed upward. The following conditions were adopted as test conditions.
  • FIG. 8 is a graph showing the test results.
  • the inner diameter F of the projecting portion 10 of the shielding plate 7 is set to be equal to or less than the inner diameter C of the inner peripheral surface end of the large end 2 a of the outer ring 2, and the conical raceway surface of the inner ring 1 is set.
  • Set the outer diameter A of the flange la on the smaller diameter side to be more than A, and set the axial gap between the protrusion 10 and the retainer 5 to 3 mm or less.
  • the running torque can be greatly reduced to 79% to 82% of the running torque of the conventional tapered roller bearing. In other words, the running torque can be reduced by 18% -21%.
  • FIG. 10 is an axial sectional view of a tapered roller bearing device of a fifth embodiment of the oil-lubricated rolling bearing device of the present invention.
  • This tapered roller bearing device includes an inner ring 101, an outer ring 102, and a tapered roller 103.
  • the tapered roller 103 is substantially held in the circumferential direction between the conical raceway surface on the outer peripheral side of the inner ring 101 and the conical raceway surface 115 on the inner peripheral side of the outer ring 102, while being held by the retainer 104. Multiple units are arranged at regular intervals. The large diameter side of the tapered roller 103 is directed to the oil outflow side.
  • the number of the tapered rollers 103 is z
  • the average diameter of the tapered rollers 103 (the diameter between the large diameter side and the small diameter side of the tapered roller) is DW
  • the pitch diameter of the tapered rollers 103 Is set to dm
  • z is set to a number that satisfies z ⁇ 0.85 / (DW / ( ⁇ ⁇ dm)).
  • z tapered rollers 103 limited to a number satisfying z ⁇ 0.85 / (DW / (7i'dm)), with the large-diameter side of the tapered rollers 103 facing the oil outflow side,
  • This arrangement which is located between the inner ring 101 and the outer ring 102, reduces the space occupied by the tapered rollers 103 between the inner ring 101 and the outer ring 102, and widens the oil flow path, is a part of the oil outflow promotion structure. It is.
  • the contact angle ⁇ ⁇ between the conical raceway surface 115 of the outer ring 102 and the tapered roller 103, defined by the complement of the angle formed by the normal to the conical raceway surface 115 of the outer ring 102 and the axis center 111, is 25 ° is set.
  • the conical raceway surface 115 of the outer ring 102 which has a large pumping function to discharge oil to the outside, has a contact angle with the tapered roller 103 of 25 ° and has a large degree of divergence in the oil outflow direction.
  • a portion 107 of the retainer 104 on the small diameter side of the tapered roller 103 is From the very vicinity of the conical raceway surface 115 to the vicinity of the outer peripheral surface at the end of the inner ring 101, it extends in the radial direction that is the direction that closes the opening 116 on the oil inflow side.
  • the large-diameter side portion 108 of the tapered roller 103 in the retainer 104 is a tapered roller that is substantially in the direction of the oil flow from very close to the large-diameter end face 110 of the tapered roller 103. It extends substantially in the axial direction of 103.
  • the axial end face 119 of the small-diameter portion 107 has a hollow disk shape substantially equivalent to the shape of the opening 116, and most of the oil flowing into the bearing is
  • the small diameter side portion 107 and the conical raceway surface 115 of the outer ring 102 penetrate into the bearing through only a small gap.
  • the portion 107 on the small diameter side which is a member extending so as to close the opening 116, is an oil inflow suppressing member.
  • the large diameter portion 108 of the tapered rollers 103 in the retainer 104 is formed in a shape substantially parallel to the oil flow, so that the oil flow can be rectified.
  • the large diameter portion 108 is a part of the oil outflow promoting structure.
  • the end face 109 of the inner race 101 on the tapered roller 103 side of the flange portion on the large diameter side of the conical raceway surface is coated with diamond-like carbon (DLC) as an example of a hard coating. For this reason, even if the amount of oil between the sliding surfaces of the end face 109 and the tapered rollers 103 decreases, seizure can be reliably prevented.
  • DLC diamond-like carbon
  • arrows A, B, C, D, and E indicate the directions of oil flow.
  • the oil enters the bearing from the direction of arrow A during high-speed operation of the bearing, the oil is blown by the centrifugal force near the conical raceway surface 115 and moves along the conical raceway surface 115 in the direction of arrow C. Then, the oil flows out of the opening on the oil outflow side of the bearing. Also, if oil enters the bearing from the direction of arrow A during low-speed operation of the bearing, it moves in the direction of arrow C and flows out to the outside as described above.
  • the number z of the tapered rollers 103 is set to 0.85 / (DW / (7T'dm)) or less, the space between the conical rollers 103 adjacent in the circumferential direction is increased, and the oil flow path is increased, so that the oil can be promoted to flow out. Therefore, the amount of oil inside the bearing can be reduced, and the oil stirring resistance depending on the amount of oil can be reduced.
  • the contact angle between the conical raceway surface 115 of the outer ring 102 and the tapered roller 103 is set to 25 °, and the outer ring 102 Direction, the degree of divergence is increased, so that the oil that has been blown by the centrifugal force to the conical raceway surface 115 of the outer ring 102 during the operation of the bearing moves in the direction of arrow C along the conical raceway surface 115
  • the speed can be increased, and the oil can be efficiently discharged. Therefore, the agitation resistance of the oil can be further reduced, and the degree of reduction in the tonolek of the bearing itself can be further increased.
  • the large-diameter portion 108 of the tapered roller 103 in the cage 104 is substantially parallel to the oil flow that does not obstruct the oil flow.
  • the oil flow can be rectified in the large-diameter portion 108 because of the shape. Therefore, oil can be efficiently discharged.
  • the amount of oil entering the inside of the bearing can be suppressed by the small-diameter portion 107 of the retainer 104, which is an oil inflow suppressing member. Can further reduce the stirring resistance.
  • the amount of oil entering the inside of the bearing can be suppressed by the small diameter portion 107 of the retainer 104, which is an oil inflow suppressing member.
  • the oil outflow promoting structure having the above three partial forces allows oil that has entered the inside of the bearing to quickly flow out of the bearing. Therefore, the oil does not stay inside the bearing, and the agitation resistance of the oil can be reduced. Therefore, the torque of the bearing itself can be reduced, and the operating cost of the machine equipped with the tapered roller bearing device can be reduced.
  • the end surface 109 of the large-diameter flange portion of the inner ring 101 is coated with diamond-like carbon capable of suppressing friction and wear.
  • a large-diameter end face 110 of the roller 103 and a large-diameter flange end face 109 of the inner ring 101 are provided. And the torque can be further reduced.
  • the provision of the oil inflow suppressing member ensures that seizure of the large-diameter side end face 109 of the inner ring 101 and the large-diameter side end face 110 of the tapered roller 103, which is likely to occur, is increased. Can be prevented.
  • the small-diameter portion 107 extending in the radial direction is used as an oil inflow suppressing member, and the small-diameter portion 107 suppresses oil inflow.
  • the end face of the conical raceway surface of the inner ring on the small-diameter end is provided with a steel shielding plate having a hollow disk shape or the like.
  • a steel body having a main body portion such as a hollow disk shape and a mounting portion bent approximately 90 ° from the main body portion.
  • a shield plate may be attached to suppress the inflow of oil. Specifically, by fixing the mounting portion of the shielding plate to the outer peripheral surface of the end on the small diameter side of the conical raceway surface of the inner ring, the opening between the inner ring and the outer ring on the oil inflow side of the bearing is slightly reduced. It may be possible to block only the gaps to suppress oil inflow.
  • the shape of the shielding plate that can be installed anywhere is not limited to a hollow disk shape, as long as the shielding plate can shield the opening on the oil inflow side except for a small gap. However, it may have any shape. Further, at least one of the oil inflow suppressing member and the oil outflow promoting structure may be configured as a part of the members included in the rolling bearing (that is, the inner ring, the outer ring, the rolling element, and the retainer). A member (for example, a shielding plate) may constitute at least one of the oil inflow suppressing member and the oil outflow promoting structure.
  • the conical raceway surface 115 of the outer ring 102 is formed to be in contact with the tapered roller 103 at a contact angle of 25 °. It has been confirmed that the torque can be sharply reduced by setting the conical raceway surface to contact the tapered rollers at a contact angle of 25 ° or more. For this reason, the conical raceway surface of the outer ring may be formed so as to come into contact with the tapered rollers at a contact angle greater than 25 °.
  • the end face 109 of the tapered roller 103 side of the large-diameter flange portion of the conical raceway surface of the inner ring 101 is formed of diamond-like carbon as an example of a hard coating. (DLC).
  • the tapered roller side end surface of the large diameter flange of the conical raceway surface of the inner ring instead of coating the tapered roller side end surface of the large diameter flange of the conical raceway surface of the inner ring with diamond-like carbon, the tapered roller contacting the tapered roller side end surface is pressed.
  • the large diameter end face may be coated with diamond-like carbon.
  • both the tapered roller end face of the large diameter flange of the conical raceway surface of the inner ring and the large diameter end face of the tapered roller that contacts the tapered roller end face are attached to the diamond-like carburetor.
  • At least one of the tapered roller-side end surface of the large-diameter flange portion of the conical raceway surface of the inner ring and the large-diameter end surface of the tapered roller that comes into contact with the tapered roller-side end surface is hard-coated.
  • Other examples are carbide hard coatings such as TiC, nitride hard coatings such as CrN, TiN and TiAIN, carbonitride hard coatings such as TiCN, oxide hard coatings such as Al 2 O, or WC / C (tan).
  • the inner ring may be coated with a hard coating such as (Dusten carbide carbon) to suppress the seizure of the end surface of the large-diameter flange portion of the inner ring and the large-diameter end surface of the tapered rollers.
  • the hard coating is provided on at least one of a sliding portion on the tapered roller end face of the large diameter flange of the conical raceway surface of the inner ring and a sliding portion on the large diameter end face of the tapered roller. It only has to be covered.
  • the present inventors have developed a tapered roller bearing device for supporting a differential pinion shaft.
  • FIG. 11 is a diagram showing the structure of the differential used in the above investigation.
  • 182 indicates a drive shaft
  • 183 indicates a tail side tapered roller bearing device (hereinafter, referred to as a tail side)
  • 184 indicates a head side tapered roller bearing device (hereinafter, a head side tapered roller bearing device).
  • 185 denotes a differential gear.
  • FIG. 12 is a view showing the tapered roller bearing device used in the above investigation.
  • FIG. 1 is a view showing a tapered roller bearing device of Example 1 of the present invention (corresponding to the tapered roller bearing device of the first embodiment of the present invention) partially closed.
  • FIG. 12 (b) is a diagram showing a tapered roller bearing device (hereinafter, referred to as Example 2) of a sixth embodiment of the present invention. Specifically, a steel shield plate extending radially outward is provided on the end face of the cage on the oil inflow side, and almost completely between the end of the cage and the outer ring on the oil inflow side. It is a figure showing a tapered roller bearing device closing.
  • FIG. 12 (c) shows the tapered roller bearing device of Comparative Example 1 in which the space between the outer ring and the end of the retainer is almost completely covered by a steel shielding plate on the oil outflow side.
  • Fig. 12 (d) is a diagram showing the tapered roller bearing device of Comparative Example 2 in which the gap between the inner ring and the end of the retainer is closed with a steel shielding plate on the oil outflow side. is there.
  • reference numeral 120 denotes an inner ring
  • 121 denotes an outer ring
  • 122 denotes a shielding plate
  • 123 denotes a tapered roller
  • G, H, I, and J denote the directions of oil flow, respectively.
  • Fig. 13 (a) shows the relationship between the tonnolek and the rotation speed on the head side (head side bearing) of each of the above four tapered roller bearing devices and a conventional tapered roller bearing without a shielding plate.
  • Fig. 13 (b) shows the relationship between the tonnolek and the rotation speed on the tail side (tail side bearing) of each of the above four tapered roller bearing devices and the conventional tapered roller bearing without a shielding plate.
  • FIG. 13 (b) shows the relationship between the tonnolek and the rotation speed on the tail side (tail side bearing) of each of the above four tapered roller bearing devices and the conventional tapered roller bearing without a shielding plate.
  • FIG. 14 (a) is a diagram showing the relationship between the oil flow rate and the number of rotations at the head side of each of the above four tapered roller bearing devices and a conventional tapered roller bearing without a shielding plate.
  • FIG. 14 (b) is a diagram showing the relationship between the oil flow rate and the number of rotations at the tail side of each of the above-described four tapered roller bearing devices and a conventional tapered roller bearing without a shielding plate.
  • FIG. 13 and 14 points indicated by gardens are measured values of the tapered roller bearing device of Example 1 of the present invention in Fig. 12 (a), and points indicated by ⁇ are points in Fig. 12.
  • (b) is a measured value of the tapered roller bearing device of Example 2 of the present invention
  • a point indicated by X is a measured value of the tapered roller bearing device of Comparative Example 1 in FIG.
  • the points indicated by are the measured values of the tapered roller bearing device of Comparative Example 2 in FIG. 12 (d)
  • the points indicated by ⁇ are the measured values of the conventional tapered roller bearing.
  • the tapered roller bearing device of Comparative Example 1 in which the measured value is indicated by X on both the head side and the tail side of the bearing has the torque value But the rotation speed It has increased substantially in proportion.
  • the tapered roller bearing device of Example 2 of the present invention in which the measured value is indicated by ⁇
  • the conventional tapered roller bearing in which the measured value is indicated by ⁇
  • the tapered roller of Comparative Example 2 in which the measured value is indicated by *
  • the torque value of the bearing device also increases as the rotation speed increases.
  • the torque value is smaller than the tonnolek value of the tapered roller bearing device of Comparative Example 1 in which the measured value is indicated by X.
  • the torque value of the tapered roller bearing device of Example 2 of the present invention, in which the measured value is indicated by ⁇ is smaller than that of the conventional tapered roller bearing device, in which the measured value is indicated by ⁇ .
  • the conventional tapered roller bearing device whose measured value is indicated by ⁇ has a smaller Tonnolek value than the tapered roller bearing device of Comparative Example 2 whose measured value is indicated by *.
  • the opening on the oil outflow side is closed.
  • the tapered roller bearing devices of the above two comparative examples have high oil agitation resistance and large torque. I'm familiar.
  • the tapered roller bearing device of Example 1 of the present invention which shows measured values in the garden of the present invention, has a minimum tonnore value and a high-speed rotation region where torque reduction is most required. And the torque values are low and almost constant.
  • the measured value is indicated by ⁇ and the conventional tapered roller bearing is indicated by ⁇ .
  • the fluctuations in the oil flow rate show almost the same tendency, the oil flow rate is the largest, and the oil flow rate increases with the rotation speed. ing.
  • the tapered roller bearing device of Comparative Example 1 in which the measured value is indicated by X and the tapered roller bearing device of Comparative Example 2 in which the measured value is indicated by * show almost the same variation in the oil flow rate, and the rotation speed As the oil flow rate increases, the oil flow rate is lower than that of the conventional tapered roller bearing whose measured value is indicated by ⁇ and that of the tapered roller bearing device of Example 2 of the present invention whose measured value is indicated by ⁇ . It's dead.
  • the tapered roller bearing device according to the first embodiment of the present invention which shows a measured value in the garden
  • the flow rate of the oil decreases as the rotational speed shifts from a low region to a high region, and the rotational speed increases. In the region, the flow rate of the oil is constant at a low value. From this, the tapered roller bearing device according to the first embodiment of the present invention, which shows measured values in the garden, can minimize the oil stirring resistance in the high-speed rotation region.
  • the tapered roller bearing device of Comparative Example 1 in which the measured value is indicated by X having the largest torque value, has a high operating cost in the high-speed rotation region, and is not suitable for high-speed operation.
  • the tapered roller bearing device in which the measured value is indicated by ⁇ , has a smaller torque value than the conventional tapered roller bearing, in which the measured value is indicated by ⁇ , and the measured value is indicated by ⁇ .
  • the tapered roller bearing has a smaller torque value than the tapered roller bearing device of Comparative Example 2 in which the measured value is indicated by *
  • the tapered roller bearing device (the tapered roller bearing device of the first embodiment) having the following conditions (1)-(5) has a remarkable effect of reducing tonnolek.
  • the rolling elements are tapered rollers.
  • the inner ring is a rotating wheel with a conical raceway surface, and the outer ring is a fixed wheel with a conical raceway surface.
  • the inner ring has a flange that contacts the small-diameter end surface of the tapered roller.
  • a shielding plate having a protruding portion that protrudes radially outward from the flange of the inner ring.
  • a retainer for retaining the tapered rollers is provided, and the protrusion is disposed at a position spaced apart from the retainer in the axial direction of the inner ring.
  • FIG. 15 is an axial sectional view of a ball bearing device according to a seventh embodiment of the oil-lubricated rolling bearing device of the present invention.
  • This ball bearing device includes an inner ring 151, an outer ring 152, a ball 153, and a steel shielding plate 155 as an example of an oil inflow suppressing member.
  • the balls 153 are held at a constant interval in the circumferential direction between the raceway surface of the inner ring 151 and the raceway surface of the outer ring 152 at substantially equal intervals while being held by the retainer 157. Multiple arrangement It is.
  • the inner surface of the outer ring 152 on the paper outflow side on the right side of the ball 153 on the paper surface has a conical surface 159.
  • This conical surface 159 is a part of the oil outflow promotion structure, and promotes the oil that has entered the inside of the bearing to flow out of the bearing to the outside in the radial direction. ing.
  • An annular recess 154 is formed at the end of the inner surface on the oil inflow side, which is on the left side of the paper surface of the outer ring 152.
  • One end of the shielding plate 155 is fixed to the recess 154.
  • the portion other than the one end of the shielding plate 155 has a substantially hollow disk shape, and extends in the radial direction which is a direction to close the opening on the oil inflow side up to near the outer peripheral surface of the inner ring 151. ing.
  • the shielding plate 155 removes the oil flow path 163 between the radially inner end of the shielding plate 155 and the outer peripheral surface of the inner ring 151 to shield the opening on the oil inflow side. are doing.
  • a portion 158 of the retainer 157 on the oil outflow side of the ball 153 extends substantially in the oil flow direction. This part 158 plays a role in rectifying the oil flow and is a part of the oil spill promoting structure.
  • the raceway surface of the inner ring 151, the raceway surface of the outer ring 152, and the surface of the ball 153 are covered with a DLC hard film, and the raceway surface of the inner ring 151, the raceway surface of the outer ring 152, and the ball surface. Even if there is very little oil between the 153 surface, seizure does not occur.
  • FIG. 16 shows the rotational speed and friction of the ball bearing device of the seventh embodiment and the conventional ball bearing without the shielding plate on the oil inflow side when the gear oil is set to 50 degrees.
  • FIG. 4 is a diagram showing a relationship with torque.
  • the conventional ball bearing has a rotational speed of 2000r / min, a friction torque of approximately 0.55N'm, a rotational speed of 3000rZmin, and a friction torque of 3000rZmin. It is approximately 0.64 Nm.
  • the rotational speed was 2000 r / min
  • the friction torque was a low value of approximately 0.33 N′m
  • the rotational speed was 3000 r / min. Even so, the friction torque is kept low at about 0.37N'm.
  • the ball bearing device of the seventh embodiment is suitable for high-speed operation in which the friction torque remains small and the friction torque increases little even when the rotation speed increases by 1000 r / min.
  • the shielding plate 155 is a member extending so as to close the opening on the oil inflow side, oil other than the minimum necessary oil is opened. It is possible to reliably suppress intrusion into the inside of the force bearing. Further, since a part 158 of the retainer 157 extending along the oil outflow direction on the oil outflow side is a member extending substantially in the oil flow direction, the oil flow can be rectified, and Can be efficiently discharged.
  • the centrifugal force during operation of the ball bearing device is increased.
  • the oil force blown to the conical surface 159 of the outer ring 152 by this increases the speed of moving along the inner surface of the outer ring 152, allows the oil to flow out efficiently, and reduces the tonnolek of the ball bearing device itself Can be increased.
  • the ball bearing device of the seventh embodiment since the raceway surfaces of the inner ring 151 and the outer ring 152 and the surface of the ball 153 are covered with the DLC hard film, the ball 153, the inner ring 151, The torque can be reduced by reducing the frictional force between the outer ring 152 and the raceway surface, and the seizure between the ball 153 and the two raceway surfaces can be reliably prevented.
  • the surface of 153 is coated with a DLC hard coating. Only the raceway surfaces of the inner ring and the outer ring may be coated with the DLC hard coating, and only the surface of the ball may be coated with the DLC hard coating.
  • a force using a DLC hard coating as the hard coating instead of the DLC hard coating, a carbide hard coating such as TiC or a nitride hard coating such as CrN, TiN or TiAIN is used. Coating, hard carbonitride coating such as TiCN, hard oxide coating such as Al 2 O Or, it may be used hard coating such as WC / C is of course c

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
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Abstract

　円錐ころ軸受装置は、内輪１と、外輪２と、円錐ころ３と、保持器５と、遮蔽板６とを備える。内輪１は、円錐ころ３の小径端面に接する鍔部１ａを有する。遮蔽板６は、内輪１の鍔部１ａの端面に当接するように配置されている。遮蔽板６は、上記鍔部１ａよりも径方向の外方に突出する突出部９を有する。突出部９は、保持器５に対して内輪１の軸方向に間隔をおいた箇所に配置されている。

Description

明 細 書
オイル潤滑式転がり軸受装置
技術分野
[0001] 本発明は、オイル潤滑式転がり軸受装置に関し、特に、自動車のディファレンシャ ルギヤやトランスアクセル等のピニオン軸支持装置、 自動車のトランスミッション等に 設置されれば好適なオイル潤滑式転がり軸受装置に関する。
背景技術
[0002] 従来、オイル潤滑式転がり軸受装置としては、図 9に示す円錐ころ軸受がある。この 円錐ころ軸受は、 自動車や工作機械で使用されるようになっている。
[0003] この円錐ころ軸受は、図 9に示すように、内輪 11と、外輪 12と、内輪 11と外輪 12と の間の環状空間 14に転動自在に配置される円錐ころ 13と、円錐ころ 13を周方向の 所定の間隔毎に保持する保持器 15とで構成される。
[0004] この円錐ころ軸受は、ラジアル荷重とスラスト荷重、すなわち、ラジアル方向および スラスト方向からの荷重を支持するようになっている。上記円錐ころ軸受は、ラジアル 方向およびスラスト方向からの荷重を支持できる反面、回転トルクが大きいという問題 がある。このことから、低トルクが要求されるアプリケーションでは玉軸受が使用される ことが多い。
[0005] し力 ながら、玉軸受は、円錐ころ軸受と比較して負荷容量が小さいため、同じ負 荷容量を得るためには軸受のサイズを大きくしなければならず、重量が増大する。こ のため、大きな荷重を受ける部分では可能なかぎり、円錐ころ軸受を使用するのが好 ましい。
[0006] 上記円錐ころ軸受の回転トルクの要因としては、内輪 11の円錐軌道面の小径側の 端部に形成される鰐部 11aおよび上記円錐軌道面の大径側の端部に形成される鍔 部 l ibと、円錐ころ 13の端面 13a、 13bとのすベり摩擦抵抗が挙げられる。
[0007] また、別の回転トルクの要因としては、上記円錐ころ軸受が自動車のディファレンシ ャル装置や工作機械等で使用されること、すなわち、多量のオイルを流入させて潤滑 する条件で使用されることに起因するオイルの攪拌抵抗が挙げられる。 [0008] 上記オイルの攪拌抵抗を低減できる円錐ころ軸受としては、特開 2004-084799 号公報に記載されている円錐ころ軸受がある。
[0009] この円錐ころ軸受は、保持器の柱部の径方向の肉厚を、その周方向の略全体にわ たって厚くしている。このようにして、保持器の内面と内輪の外面との間の潤滑油の流 路を狭くして、軸受内部に流入する潤滑オイルを減少させるようにしている。
[0010] しかしながら、上記円錐ころ軸受は、肉厚が厚い柱部を有する保持器が内輪と外輪 との間で高速で回転することになるため、使用条件によってはオイルの攪拌抵抗の 低減が不十分であるという問題がある。
[0011] 上述したように、円錐ころ軸受は、高容量という長所を有する反面、回転トルクが高 いという欠点を有する。特に、多量のオイルで潤滑される場合には、攪拌抵抗による 回転トルクの低減が不十分であるという問題がある。回転トルクを大きく低減できれば
、機械や装置の効率を格段に向上できる。また、小エネルギー化を実現できて、環境 負荷改善にも役立つ。
[0012] 力かる状況に鑑みて、潤滑オイルの攪拌抵抗に起因する回転トルクを低減する要 求力 高まっている。
発明の開示
発明が解決しょうとする課題
[0013] そこで、本発明の課題は、負荷容量を確保したままで攪拌抵抗を低減して回転トル クを低減することのできるオイル潤滑式転がり軸受装置を提供することにある。
課題を解決するための手段
[0014] 上記課題を解決するため、この発明のオイル潤滑式転がり軸受装置は、
内輪と、
外輪と、
上記内輪と上記外輪との間に配置された複数の転動体と、
上記内輪と上記外輪との間にオイルが流入するのを抑制するオイル流入抑制部材 と
を備えることを特徴としてレ、る。
[0015] 本発明によれば、上記オイル流入抑制部材によって、軸受装置の内部に浸入する オイルの量を抑制できる。したがって、オイル潤滑式転がり軸受装置の内部に過度に オイルが浸入することがなくて、オイルの攪拌抵抗を小さくすることができるので、オイ ル潤滑式転がり軸受装置自体の回転トルクを小さくすることができる。したがって、こ の発明のオイル潤滑式転がり軸受装置を備えた自動車等の燃費を低減できる。
[0016] また、一実施形態のオイル潤滑式転がり軸受装置は、
上記転動体は、円錐ころであり、
上記内輪は円錐軌道面を有する回転輪で、上記外輪は円錐軌道面を有する固定 輪であり、
上記内輪は上記円錐ころの小径端面に接する鍔部を有し、
上記オイル流入抑制部材は、上記鍔部よりも径方向の外方に突出する突出部を有 する遮蔽板であり、
さらに、上記円錐ころを保持する保持器を備え、
上記突出部は、上記保持器に対して上記内輪の軸方向に間隔をおいた箇所に配 置されている。
[0017] 回転輪である内輪側に部材を設ければ、その部材は、回転軸と共に回転すること になる。このような、回転軸と共に回転する部材を設けることは、当業者の間では好ま しいことではないと考えられている。このこと力 、当業者の間では、回転輪である内 輪側に遮断板を設けて、オイルが軸受内に流入することを防止するという思想は存 在しなかった。し力しながら、本発明者は、実験により、回転輪である内輪側に遮断 板を設ければ、従来の円錐ころと比較して、回転トルクを、格段に低減できることを発 ルし 7
[0018] 上記実施形態によれば、従来の円錐ころと比較して、回転トルクを、格段に低減で きる。これは、上記遮蔽板が、回転輪である内輪側に配置されており、上記遮蔽板が 、回転する構造であるので、遮蔽板に付着するオイルの遠心力によって、当該オイル が径方向の外方にとばされ、オイルが軸受装置内に浸入しにくくなるためであると推 測される。
[0019] また、一実施形態のオイル潤滑式転がり軸受装置は、
上記突出部の外径は、上記外輪の円錐軌道面の小径側の端部の内径以下である [0020] 上記実施形態によれば、軸受装置の潤滑に必要なオイルの流入を確保できるため
、軸受装置の焼付を防止できる。
[0021] また、一実施形態のオイル潤滑式転がり軸受装置は、
上記突出部と、上記保持器との上記軸方向の隙間は、 3mm以下である。
[0022] 上記実施形態によれば、軸受装置内に浸入するオイルを更に低減できて、回転ト ルクを更に低減できる。
[0023] また、一実施形態のオイル潤滑式転がり軸受装置は、上記内輪と、上記遮蔽板と は、一体に形成されている。
[0024] 上記実施形態によれば、加工工数や組立工数を低減することができる。
[0025] また、一実施形態のオイル潤滑式転がり軸受装置は、
上記転動体は円錐ころであり、
上記内輪は円錐軌道面を有する回転輪で、上記外輪は円錐軌道面を有する固定 輪であり、
上記オイル流入抑制部材は、上記外輪の円錐軌道面の小径側の端部よりも径方 向の内方に突出する突出部を有する遮蔽板であり、
さらに、上記円錐ころを保持する保持器を備え、
上記突出部は、上記保持器に対して上記外輪の軸方向に間隔をおいた箇所に配 置されており、
上記突出部と、上記保持器との上記軸方向の隙間は、 3mm以下である。
[0026] 上記実施形態によれば、軸受装置内に浸入するオイルを低減できて、回転トルクを
、低減することができる。
[0027] また、一実施形態のオイル潤滑式転がり軸受装置は、上記外輪と、上記遮蔽板と は、一体に形成されている。
[0028] 上記実施形態によれば、加工工数や組立工数を低減することができる。
[0029] また、一実施形態のオイル潤滑式転がり軸受装置は、上記内輪と上記外輪との間 に流入したオイルが流出するのを促進するオイル流出促進構造を設ける。
[0030] 上記実施形態によれば、上記オイル流出促進構造を備えるので、軸受装置の内部 に浸入したオイルを速やかに軸受装置の外部に流出させることができる。したがって 、オイル潤滑式転がり軸受装置の内部にオイルが留まることがなくて、オイルがスムー ズに流出するので、オイルの攪拌抵抗を小さくすることができて、オイル潤滑式転がり 軸受装置自体のトノレクを小さくすることができる。したがって、この発明のオイル潤滑 式転がり軸受装置を備えた自動車等の燃費を低減できる。
[0031] また、一実施形態のオイル潤滑式転がり軸受装置は、
上記転動体は、円錐ころであり、
上記オイル流出促進構造は、 zを円錐ころの数、 DWを円錐ころの平均径、 dmを円 錐ころのピッチ円径としたとき、
z≤0.85Z (DW/ ( 7i . dm) )
を満たすような数 zの上記円錐ころを、その円錐ころの大径側をオイル流出側に向け て、上記内輪と上記外輪との間に配置した配置構成を含む。
[0032] 上記実施形態によれば、円錐ころの個数 zを、 0.85/ (DW/ ( 7i . dm) )以下に抑 えて、周方向に隣接する円錐ころの間のスペースを大きくして、オイルの流路を大きく したので、オイルの流出を促進できる。したがって、オイル潤滑式転がり軸受内部の オイルの量を低減できて、オイルの攪拌抵抗を小さくできる。
[0033] 詳細には、上記実施形態によれば、円錐ころの個数 zを、 0.85/ (DW/ ( 7i . dm) )以下にしたので、円錐ころの個数力 0.90/ (DW/ ( 7i ' dm) )力 0.95/ (DW/ ( π * cim) )の範囲に設定される通常の円錐ころ軸受と比較して、軸受内を貫通する 油の流路を通常品よりも広げることができて、軸受内に入った油を外部に流出させ易 くすることができる。したがって、油の攪拌抵抗に寄与する油の量が少なくなるので、 攪拌抵抗に起因するトルクを 10%以上低減できる。
[0034] また、一実施形態のオイル潤滑式転がり軸受装置は、
上記転動体は、円錐ころであり、
上記オイル流出促進構造は、上記円錐ころと 25° 以上の接触角で接触するように 設定されてレ、る上記外輪の円錐軌道面を含む。
[0035] 尚、この明細書では、上記接触角を、テーパ面の法線と、オイル潤滑式転がり軸受 装置の軸中心線とがなす角の余角（90° —上記なす角）として定義するものとする。 [0036] 上記実施形態によれば、上記接触角を 25° 以上に設定して、外輪の円錐軌道面 力 オイルの流出方向で、末広がりになる度合いを大きくしたので、軸受装置の運転 中に遠心力により外輪の円錐軌道面に到達したオイルが、この円錐軌道面に沿って 移動するときの速度を大きくすることができる。したがって、オイルを効率よく流出させ ることができて、オイル潤滑式転がり軸受装置自体のトノレクの低減の度合いを大きく すること力 Sできる。
[0037] 詳細には、上記実施形態によれば、上記接触角が 25° 以上に設定されているの で、接触角が 20° 程度に設定される通常の軸受と比較して、遠心力によって外輪側 に流れる軸受内の油の排出能力を高めることができて、攪拌抵抗に起因するトルクを 20%以上低減できる。
[0038] また、一実施形態のオイル潤滑式転がり軸受装置は、上記オイル流入抑制部材が 、オイル流入側の上記内輪と上記外輪との間の開口を部分的に塞ぐ部材を含み、上 記オイル流出促進構造が、オイル流出側にぉレ、てオイルの流出方向に沿って延在 する部材を含む。
[0039] 尚、この明細書では、とくにことわらない限り、オイルの流出側を、転動体の中心（転 動体が円錐ころの場合、円錐ころの中心軸上、かつ、大端面と小端面との中間の点） を通過し、かつ、外輪の中心軸に垂直である平面に対して、オイルの流れの下流域 側として定義する。また、オイルの流入側を、上記平面に対して、オイルの流れの上 流域側として定義する。
[0040] 上記実施形態によれば、上記オイル流入抑制部材カ オイル流入側の上記開口を 塞ぐように延在する部材を含むので、最低限必要なオイル以外のオイルが上記開口 力 オイル潤滑式転力 Sり軸受装置内部に浸入することを確実に抑制できる。また、上 記オイル流出促進構造が、オイル流出側にぉレ、てオイルの流出方向に沿って延在 する部材を含むので、このオイル流出促進構造でオイルの流れを整流することができ て、オイルを効率よく流出させることができる。
[0041] また、一実施形態のオイル潤滑式転がり軸受装置は、上記円錐ころの大径側の端 面と、上記内輪の円錐軌道面の大径側に設けられて上記円錐ころの大径側の端面 に接する鍔部の端面とのうちの少なくとも一方は、硬質皮膜で被覆されている。 [0042] 上記実施形態によれば、上記円錐ころの大径側の端面と、上記鍔部の端面とのう ちの少なくとも一方が、硬質皮膜で被覆されているので、上記円錐ころの大径側の端 面と上記鍔部の端面との摩擦を低減してトルクを更に低減できると共に、供給される オイルが極小状態になっても、上記接触部分である上記円錐ころの大径側の端面と 上記鍔部の端面 (これらの接触部）の焼き付きを確実に防止することができる。
[0043] また、一実施形態のオイル潤滑式転がり軸受装置は、
上記転動体は、玉であり、
上記オイル流出促進構造は、上記外輪の内周面におけるオイルの流出側の断面 末広がりな形状の部分を含む。
[0044] 上記実施形態によれば、オイル潤滑式転がり軸受装置の運転中に遠心力により外 輪の内面に到達したオイルが、上記外輪の内周面に沿って移動するときの速度を大 きくすること力 Sできる。したがって、オイルを効率よく流出させることができて、オイル潤 滑式転がり軸受装置自体のトノレクの低減の度合いを大きくすることができる。
[0045] また、一実施形態のオイル潤滑式転がり軸受装置は、上記内輪および上記外輪の 軌道面と、上記玉とのうちの少なくとも一方は、硬質皮膜で被覆されている。
[0046] 上記実施形態によれば、上記内輪および上記外輪の軌道面と、上記玉との摩擦力 を低減してトルクを低減できる。また、供給されるオイルが極小状態になっても、上記 玉と上記 2つの軌道面 (これらの接触部）の焼き付きを確実に防止することができる。 発明の効果
[0047] 本発明によれば、オイル流入抑制部材によって、軸受装置の内部に浸入するオイ ルの量を抑制できる。したがって、オイル潤滑式転がり軸受装置の内部に過度にオイ ルが浸入することがなくて、オイルの攪拌抵抗を小さくすることができるので、オイル 潤滑式転がり軸受装置自体のトノレクを小さくすることができる。したがって、この発明 のオイル潤滑式転がり軸受装置を備えた自動車等の燃費を低減できる。
図面の簡単な説明
[0048] [図 1]本発明のオイル潤滑式転がり軸受装置の第 1実施形態の円錐ころ軸受装置の 軸方向の断面図である。
[図 2]本発明のオイル潤滑式転力 Sり軸受装置の第 2実施形態の円錐ころ軸受装置の 軸方向の断面図である。
園 3]本発明のオイル潤滑式転がり軸受装置の第 3実施形態の円錐ころ軸受装置の 軸方向の断面図である。
園 4]本発明のオイル潤滑式転力 Sり軸受装置の第 4実施形態の円錐ころ軸受装置の 軸方向の断面図である。
[図 5]上記第 1実施形態の円錐ころ軸受装置の作用効果を調査する試験に用いた三 つの円錐ころ軸受装置を示す図である。
[図 6]上記第 3実施形態の円錐ころ軸受装置の作用効果を調査する試験に用いた三 つの円錐ころ軸受装置を示す図である。
園 7]図 5に示す三つの円錐ころ軸受装置のトルク試験の結果をグラフに示した図で ある。
園 8]図 6に示す三つの円錐ころ軸受装置のトルク試験の結果をグラフに示した図で ある
園 9]従来のオイル潤滑式転がり軸受を示す図である。
園 10]本発明のオイル潤滑式転がり軸受装置の第 5実施形態の円錐ころ軸受装置 の軸方向の断面図である。
園 11]ディファレンシャルの構造を示す図である。
園 12]トルクの低減効果およびオイルの流量の低減効果の調査に使用した円錐ころ 軸受装置を示す図である。
園 13]4つの円錐ころ軸受装置と円錐ころ軸受のトノレクと回転数との関係を示す図で ある。
園 14]4つの円錐ころ軸受装置と円錐ころ軸受のオイルの流量と回転数との関係を 示す図である。
園 15]本発明のオイル潤滑式転がり軸受装置の第 7実施形態の玉軸受装置の軸方 向の断面図である。
園 16]ギヤオイルを 50度に設定したときの、上記第 7実施形態の玉軸受装置および 従来の玉軸受における、回転速度と摩擦トルクとの関係を示す図である。
園 17]円錐ころ軸受装置の作用効果を調査する試験に用いた試験機を示す図であ る。
符号の説明
[0049] 1,101,120,151 内輪
2,102,121,152 外輪
2a 外輪の大幅部
3,103,123 円錐ころ
4 環状空間
5,104,157 保持器
6 遮蔽板
7 遮蔽板
8 ケース
9,10 突出部
107 保持器における円錐ころの小径側の部分
108 保持器における円錐ころの大径側の部分
109 内輪の大径側の鍔部の端面
110 円錐ころの大径側の端面
115 円錐軌道面
116 オイル流入側の開口
122,155 遮蔽板
153 玉
158 保持器における玉よりもオイルの流出側の部分
159 円錐面
Θ 接触角
発明を実施するための最良の形態
[0050] 以下、本発明の最良の実施の形態について説明する。
[0051] (第 1実施形態）
図 1は、本発明の第 1実施形態の潤滑式転がり軸受装置である円錐ころ軸受装置 の軸方向の断面図である。 [0052] この円錐ころ軸受装置は、例えば、 自動車のディファレンシャルギヤ装置、トランス アクスル装置のようなピニオン軸支持装置のピニオン軸支持用に使用されてレ、る。
[0053] この円錐ころ軸受装置は、内輪 1と、外輪 2と、内輪 1と外輪 2との間の環状空間 4に 周方向の一定間隔毎に配置される円錐ころ 3と、円錐ころ 3を保持する保持器 5と、ォ ィル流入抑制部材の一例としての遮蔽板 6とで構成される。
[0054] 上記内輪 1は、円錐軌道面を有する回転輪であり、外輪 2は、円錐軌道面を有する 固定輪である。上記内輪 1は、その円錐軌道面の小径側の端部に、円錐ころ 3の小 径端面に接する鍔部 laを有すると共に、その円錐軌道面の大径側の端部に、円錐 ころ 3の大径端面に接する鍔部を有している。この円錐ころ軸受装置は、内輪 1の鍔 部 la側の開口部よりオイルが流入する条件で使用されている。
[0055] 上記遮蔽板 6はオイルの流入を制限する目的で配置されている。上記遮蔽板 6は、 内輪 1の円錐軌道面の小径側の鍔部 laの端面に当接するように、回転軸に直接的（ または、部材を介して間接的）に固定されている。上記遮蔽板 6は、上記回転軸ととも に回転できるようになっている。上記遮蔽板 6は、内輪 1の鍔部 laよりも径方向の外 方に突出する突出部 9を有している。上記突出部 9は、外輪 2の円錐軌道面の小径 側の端部の内径以下になっている。尚、第 1実施形態の円錐ころ軸受装置において は、上記遮蔽板 6は、内輪 1の円錐軌道面の小径側の鍔部 laの端面に当接するよう に配置されている。し力しながら、この発明では、遮断板 6と、内輪 1の円錐軌道面の 小径側の鍔部 laの端面との間には、内輪 1の軸方向に空隙が存在していても良ぐ 遮断板 6は、内輪 1の円錐軌道面の小径側の鍔部 laの端面に当接していなくても良 レ、。また、遮断板 6と、内輪 1の円錐軌道面の小径側の鍔部 laの端面との間に、部材 が配置されていても良い。
[0056] いいかえれば、上記突出部 9の外径 Dは、内輪 1の小端側の鍔部 laの外径 A以上 の寸法になっている。また、上記突出部 9は、保持器 5に対して内輪 1の軸方向外側 に間隔（隙間） dをおいた箇所に配置されている。
[0057] 尚、上記第 1実施形態と異なるように寸法を設計した場合、すなわち、遮蔽板 6の外 径 Dを、内輪 1の小端側の鍔部 laの外径 Aより小「D <A」に設計した場合には、潤滑 オイルの流入を抑制することができず、回転トルク低減の効果が小さくなる。 [0058] また、遮蔽板 6の外径寸法の如何を問わず、隙間 dが「d> 3mm」であると、潤滑ォ ィル流入の抑制効果が小さぐ回転トルク低減の効果が小さくなる。
[0059] 第 1実施形態の円錐ころ軸受装置によれば、遮蔽板 6の突出部 9の外径 Dを、内輪 1の小端側の鍔部 laの外径 A以上にすると共に、外輪 2の大端部 2aの内周端部の内 径 C以下 (外輪 2の円錐軌道面の小径側の端部の内径 C以下）にし、かつ、突出部 9 を、保持器 5の端部から内輪 1の軸方向外側に一定の隙間 dをおいて配置しているの で、潤滑オイルの浸入を制限できて、攪拌抵抗を格段に低減できる。突出部を保持 器の端部より軸方向の外側に配置した場合は、特に効果が顕著である。
[0060] 上記第 1実施形態と異なるように寸法を設計した場合、すなわち、遮蔽板 6の外径 D力 内輪 1の小端側の鍔部 laの外径 Aより小「D<A」さくなると、潤滑オイル流入の 抑制効果が小さくなり、回転トルク低減の効果も小さくなる。また、外径 Dが、外輪 2の 大端部 2aの内周端部の内径 Cより大 >〇」きくなると、潤滑オイルが円錐ころ軸受 装置内部に殆ど流入しなくなるため、軌道輪（内輪 1および外輪 2)と円錐ころ 3の接 触面の潤滑不足となり、接触面が破損したり焼き付いたりする。
[0061] また、遮蔽板 6の外径 Dの寸法の如何を問わず、隙間 dが「d> 3mm」であると、潤 滑オイルの流入を抑制作用が小さくなり、回転トルク低減の効果も小さくなる。
[0062] 尚、上記第 1実施形態の円錐ころ軸受装置では、突出部 9を、遮蔽板 6における軸 方向の外方に形成したが、この発明では、突出部を、遮蔽板における軸方向の外方 以外の箇所に形成しても良い。また、上記第 1実施形態の円錐ころ軸受では、突出 部は、略径方向内方にまっすぐ延びていた力 この発明では、突出部は、略径方向 内方に斜めに延びていても良い。
[0063] (第 2実施形態）
図 2は、本発明のオイル潤滑式転がり軸受装置の第 2実施形態の円錐ころ軸受装 置の軸方向の断面図である。
[0064] 上記第 1実施形態の円錐ころ軸受装置では、内輪 1の小端側 (鍔部 la側）に、内輪 1と別体の遮蔽板 6を配置したが、第 2実施形態の円錐ころ軸受装置は、図 2に示す ように、内輪 1の円錐軌道面の小径側の鍔部 laと遮蔽板 6とを一体に形成した点の みが、第 1実施形態の円錐ころ軸受装置と異なる。第 2実施形態の円錐ころ軸受装 置は、第 1実施形態の円錐ころ軸受装置と共通の変形例は、説明を省略する。
[0065] 第 2実施形態の円錐ころ軸受装置は、第 1実施形態と同様に、突出部 9は、内輪 1 の鍔部 laよりも径方向の外方に突出している。また、突出部 9は、保持器 5の端部か ら内輪 1の軸方向に外側に隙間 dをおいた箇所に配置されている。
[0066] 第 2実施形態の円錐ころ軸受装置のように、内輪 1と遮蔽板 6とを一体に形成すると
、攪拌抵抗による回転トルクを低減することができる上、加工工数や組立工数を低減 することも可能となる。
[0067] (第 3実施形態）
図 3は、本発明のオイル潤滑式転がり軸受装置の第 3実施形態の円錐ころ軸受装 置の軸方向の断面図である。
[0068] 第 3実施形態の円錐ころ軸受装置の基本的構成は、第 1実施形態の円錐ころ軸受 装置の基本的構成と同一である。第 3実施形態の円錐ころ軸受装置では、外輪 2を 固定しているケース 8に、オイル流入抑制部材の一例としての遮薮板 7を固定してい る。
[0069] 詳しくは、上記遮蔽板 7は、外輪 2の円錐軌道面の小径側の端部の端面に当接す るように、ケース 8に固定されている。上記遮蔽板 7は、外輪 2の円錐軌道面の小径側 の端部よりも径方向の内方に突出する突出部 10を有している。いいかえれば、上記 突出部 10の内径 Fは、外輪 2の大端部 2aの内周端部の内径 C以下に設定されてい る。また、上記突出部 10は、保持器 5に対して外輪 1の軸方向に間隔をおいた箇所 に配置されている。上記突出部 10と、保持器 5との上記軸方向の隙間 dは、 3mm以 下に設定されている。尚、第 3実施形態の円錐ころ軸受装置では、上記遮蔽板 7は、 外輪 2の円錐軌道面の小径側の端部の端面に当接するように、ケース 8に固定され ている。し力 ながら、この発明では、遮蔽板 7と、外輪 2の円錐軌道面の小径側の端 部の端面との間には、外輪 2の軸方向に空隙が存在していても良ぐ遮蔽板 7は、外 輪 2の円錐軌道面の小径側の端部の端面に当接していなくても良い。また、遮蔽板 7 と、外輪 2の円錐軌道面の小径側の端部の端面との間に部材が配置されていても良 レ、。
[0070] 尚、第 3実施形態と異なるように寸法を設計した場合、すなわち、遮蔽板 7の内径 F 力、外輪 2の大幅部 2aの内径端部の内径 Cより大^>〇」きくなるように寸法を設計し た場合には、潤滑オイルの流入を抑制する効果が小さくなり、回転トルク低減の効果 も小さくなる。また、遮薮板 7の内径寸法の如何を問わず、隙間 dが「d> 3mm」であ ると、潤滑オイルの流入を抑制する効果が不十分で、回転トルク低減の効果が小さく なる。回転トルク低減と、潤滑性確保の両立のためには、 A≤F≤Bが好ましい。
[0071] (第 4実施形態）
図 4は、本発明のオイル潤滑式転がり軸受装置の第 4実施形態の円錐ころ軸受装 置の軸方向の断面図である。
[0072] 上記第 3実施形態の円錐ころ軸受装置では、外輪 2を固定しているケース 8に、外 輪 2と別体の遮蔽板 7を固定した。し力 ながら、図 4に示すように、外輪 2の大端部 2 aと遮蔽板 7とを一体に形成すると共に、突出部 10を、保持器 5に対して外輪 1の軸 方向に、 3mm以下の間隔 dをおいた箇所に配置しても良い。
[0073] 第 4実施形態の円錐ころ軸受装置によれば、第 2実施形態の円錐ころ軸受装置と 同様、攪拌抵抗による回転トルクを低減することができる上、加工工数や組立工数を 低減することも可能となる。
[0074] これらは、 自動車のディファレンシャルギヤ装置、トランスアクスル装置のようなピニ オン軸支持装置のピニオン軸支持用に使用された場合のように、比較的高粘度のォ ィルが多量に軸受内に流入して、攪拌抵抗が大きくなるような場合に、いっそう顕著 なトルク低減効果を発揮する。
[0075] 図 5は、上記第 1実施形態の円錐ころ軸受装置の作用効果を調査する試験に用い た三つの円錐ころ軸受装置を示す図である。
[0076] 詳しくは、図 5 (A)に示す円錐ころ軸受装置は、従来の円錐ころ軸受である。また、 図 5 (B)に示す円錐ころ軸受は、開発品 Aの円錐ころ軸受装置であり、図 5 (C)に示 す円錐ころ軸受は、開発品 Bの円錐ころ軸受装置である。
[0077] 試験対象品の寸法比率は、次のように設定されている。
[0078] すなわち、図 5 (A)に示すように、従来の円錐ころ軸受の潤滑オイルの流入側の内 輪 11の鍔部 l la、すなわち、内輪 11の円錐軌道面の小径側の鍔部 11aの外径を φ Aに設定し、保持器 15の内径を φ Βに設定し、外輪 12の大端部 12aの内周面端部 の内径を φ〇に設定した。
[0079] また、開発品 Αの円錐ころ軸受装置においては、遮蔽板 6の突出部 9の外径寸法
Φ Όを、 φ ϋ= φ Βに設定する共に、突出部 6と保持器 5との、内輪 1の軸方向の間隔 dを、 d=0.1mmに設定した。
[0080] また、開発品 Bの円錐ころ軸受装置においては、遮蔽板 6の突出部 9の外径寸法 φ Eを、 φ Ε= φ〇に設定すると共に、突出部 6と保持器 5との、内輪 1の軸方向の間隔 d を、 d=0.1mmに設定した。
[0081] また、図 17は、試験機を示す図である。この試験機は、縦型トルク測定装置である 。図 17に示すように、この縦型トルク測定装置は、試験円錐ころ軸受装置（図 17には 、試験軸受と記載）の内輪を回転させるようになつている。また、この縦型トルク測定 装置は、外輪大端面を上向固定するようになっている。また、試験条件として、以下 の条件を採用している。
アキシアル荷重' · · ' 4kN (キロニュートン）
潤滑剤 · · · 'ギヤオイル 85W-90
回転数 2000r/min
潤滑オイル供給温度 · · · · 50°C
供給油量' · · ·油面高さが軸受の上面から 40mmとなるように供給
[0082] そして、上記構造を詳細に示した三つの円錐ころ軸受装置の夫々を、上記の条件 で可動させて、上記三つの円錐ころ軸受装置の夫々においてトルクを測定した。
[0083] 図 7は、この試験結果をグラフにした図である。
[0084] 図 7に示すように、遮蔽板 6の突出部 9の外径 Dを、内輪 1の円錐軌道面の小径側 の鍔部 laの外径 A以上に設定すると共に、外輪 2の円錐軌道面の小径側の大端部 2 aの内周端部の内径 C以下に設定し、かつ、突出部 9と保持器 5との上記軸方向の隙 間を 3mm以下に設定すると、回転トルクを、従来の円錐ころ軸受の回転トルクの 60 %— 64%まで大幅に低減できる。いいかえれば、回転トルクを 36% 40%低減す ること力 Sできる。
[0085] 図 6は、上記第 3実施形態の円錐ころ軸受装置の作用効果を調査する試験に用い た三つの円錐ころ軸受装置を示す図である。 [0086] 詳しくは、図 6 (A)に示す円錐ころ軸受装置は、従来の円錐ころ軸受である。また、 図 6 (B)に示す円錐ころ軸受装置は、開発品 Cの円錐ころ軸受装置であり、図 6 (C) に示す円錐ころ軸受装置は、開発品 Dの円錐ころ軸受装置である。
[0087] 試験対象品の寸法比率は、次のように設定されている。
[0088] すなわち、図 6 (A)に示すように、従来の円錐ころ軸受の潤滑オイルの流入側の内 輪 1 1の鍔部 l l a、すなわち、内輪 1 1の円錐軌道面の小径側の鍔部 1 1 aの外径を φ Aに設定し、保持器 15の内径を φ Βに設定し、外輪 12の大端部 12aの内周面端部 の内径を φ〇に設定した。
[0089] また、開発品 Cの円錐ころ軸受装置においては、遮蔽板 7の突出部 10の内径寸法
Φ Fを、 φ F = ( φ B十 φ C)/2に設定すると共に、突出部 10と保持器 5との、外輪 2の 軸方向の間隔 dを、 d=0.1mmに設定した。
[0090] また、開発品 Dの円錐ころ軸受装置においては、遮蔽板 7の突出部 10の内径寸法 d) Gを、 (i> G= (i) Aに設定すると共に、突出部 10と保持器 5との、外輪 2の軸方向の間 隔 dを、 d=0.1mmに設定した。
[0091] また、試験器としては、図 17に示す縦型トルク測定装置を用いた。そして、内輪を 回転させると共に、外輪大端面を上向固定する条件で、試験を行った。また、試験条 件として以下の条件を採用した。
アキシアル荷重' · · ' 4kN (キロニュートン）
潤滑剤 · · · 'ギヤオイル 85W-90
回転数 2000r/min
潤滑オイル供給温度 · · · · 50°C
供給油量' · · ·油面高さが軸受の上面から 40mmとなるように供給
[0092] そして、上記構造を詳細に示した三つの円錐ころ軸受装置の夫々を、上記の条件 で可動させて、上記三つの円錐ころ軸受装置の夫々においてトルクを測定した。
[0093] 図 8は、この試験結果をグラフに示した図である。
[0094] 図 8に示すように、遮蔽板 7の突出部 10の内径 Fを、外輪 2の大端部 2aの内周面端 部の内径 C以下に設定すると共に、内輪 1の円錐軌道面の小径側の鍔部 laの外径 A以上に設定し、かつ、突出部 10と保持器 5との軸方向の隙間を 3mm以下に設定 すると、回転トルクを、従来の円錐ころ軸受の回転トルクの 79%— 82%まで大幅に 低減できる。いいかえれば、回転トルクを 18%— 21 %低減することができる。
[0095] (第 5実施形態）
図 10は、本発明のオイル潤滑式転がり軸受装置の第 5実施形態の円錐ころ軸受装 置の軸方向の断面図である。
[0096] この円錐ころ軸受装置は、内輪 101と、外輪 102と、円錐ころ 103とを備える。
[0097] 上記円錐ころ 103は、内輪 101の外周側の円錐軌道面と外輪 102の内周側の円 錐軌道面 115との間に、保持器 104によって保持された状態で、周方向に略一定の 間隔を隔てて複数配置されている。上記円錐ころ 103の大径側は、オイルの流出側 に向けられている。
[0098] 詳細には、上記円錐ころ 103の個数は、その個数を z、円錐ころ 103の平均径（円 錐ころの大径側と小径側の中間の径）を DW、円錐ころのピッチ径を dmとしたとき、 z ≤ 0.85/ (DW/ ( π · dm) )を満たすような数に設定されてレ、る。
[0099] 実験によると、円錐ころの数を 0.85/ (DW/ ( 7T * dm) )よりも大きな数にすると、ト ルクが急激に増大する一方、第 5実施形態のように、円錐ころ 103の数を 0.85/ (D W/ ( 7T ' dm) )以下に抑えると、トルクが小さくなることが確認されている。
[0100] z≤0.85/ (DW/ ( 7i ' dm) )を満たすような数に限定された z個の円錐ころ 103を 、その円錐ころ 103の大径側をオイルの流出側に向けて、内輪 101と外輪 102との 間に配置し、内輪 101と外輪 102との間における円錐ころ 103が占めるスペースを小 さくしてオイルの流路を広くしたこの配置構造は、オイル流出促進構造の一部分にな つている。
[0101] また、上記外輪 102の円錐軌道面 115の法線が軸中心 111となす角の余角で定 義される外輪 102の円錐軌道面 115と円錐ころ 103との接触角 Θは、 25° に設定さ れている。
[0102] 円錐ころ 103との接触角が 25° で、オイルの流出方向で末広がりになる度合が大 きぐオイルを外部に排出するポンプ機能が大きい外輪 102の円錐軌道面 115は、 オイル流出促進構造の一部分となってレ、る。
[0103] また、上記保持器 104における円錐ころ 103の小径側の部分 107は、外輪 102の 円錐軌道面 115のごく近傍から内輪 101の端部の外周面の近傍まで、オイル流入側 の開口 116を塞ぐ方向である径方向に延在している。また、上記保持器 104におけ る円錐ころ 103の大径側の部分 108は、円錐ころ 103の大径側の端面 110のごく近 傍から略オイルの流れの方向に沿った方向である円錐ころ 103の軸方向に略延在し ている。
[0104] 図示しないが、上記小径側の部分 107の軸方向の端面 119は、上記開口 116の形 状と略同等の中空の円板形状になっており、軸受に流入するほとんどのオイルは、 上記小径側の部分 107と外輪 102の円錐軌道面 115の間のわずかな隙間のみを通 つて、軸受内部に浸入するようになっている。
[0105] 上記開口 116を塞ぐように延在する部材である小径側の部分 107は、オイル流入 抑制部材になっている。
[0106] また、上記保持器 104における円錐ころ 103の大径側の部分 108は、オイルの流 れに略平行な形状に形づくられており、オイルの流れを整流できるようになつている。 上記大径側の部分 108は、オイル流出促進構造の一部分となっている。
[0107] また、内輪 101の円錐軌道面の大径側の鍔部における円錐ころ 103側の端面 109 は、硬質皮膜の一例としてのダイアモンドライクカーボン（DLC)でコーティングされて いる。このことから、上記端面 109と円錐ころ 103の夫々の摺動面間のオイルが少な くなつても、確実に焼き付きを防止できるようになつている。
[0108] 図 10において、矢印 A，B,C，Dおよび Eは、オイルの流れの方向を示している。オイ ルが軸受の高速運転中に矢印 Aの方向から軸受内部に浸入すると、そのオイルは、 遠心力によって円錐軌道面 115付近に飛ばされ、この円錐軌道面 115に略沿って 矢印 C方向に移動して、軸受のオイル流出側の開口から流出する。また、オイルが軸 受の低速運転中に矢印 Aの方向から軸受内部に浸入すると、上記のように矢印 C方 向に移動して外部に流出する経路以外に、径方向の内部に矢印 B方向に移動して から、円錐ころ 3の軸方向と略平行な矢印 D方向を経由して外部に流出する経路や、 ある程度円錐面 15に沿って移動した後、径方向の内部に矢印 E方向に移動してから 外部に流出する経路等の経路を介して外部に流出する。
[0109] 上記第 5実施形態の円錐ころ軸受装置によれば、円錐ころ 103の個数 zを、 0.85/ (DW/ ( 7T ' dm) )以下に抑えて、周方向に隣接する円錐ころ 103の間のスペースを 大きくして、オイルの流路を大きくしたので、オイルの流出を促進できる。したがって、 軸受内部のオイルの量を低減できて、オイルの量に依存するオイルの攪拌抵抗を小 さくできる。
[0110] また、上記第 5実施形態の円錐ころ軸受装置によれば、外輪 102の円錐軌道面 11 5と円錐ころ 103との接触角を 25° に設定して、外輪 102が、オイルの流出方向で、 末広がりになる度合いを大きくしたので、軸受の運転中に遠心力により外輪 102の円 錐軌道面 115に飛ばされたオイルが、円錐軌道面 115に沿って矢印 C方向に移動 するときの速度を大きくできて、オイルを効率よく流出させることができる。したがって 、オイルの攪拌抵抗が更に小さくできて、軸受自体のトノレクの低減の度合いを更に大 きくすること力 Sできる。
[0111] また、上記第 5実施形態の円錐ころ軸受装置によれば、上記保持器 104における 円錐ころ 103の大径側の部分 108が、オイルの流れを邪魔しないようなオイルの流れ に略平行な形状をしているので、この大径側の部分 108でオイルの流れを整流でき る。したがって、オイルを効率よく流出させることができる。
[0112] また、上記第 5実施形態の円錐ころ軸受装置によれば、オイル流入抑制部材である 保持器 104の小径側の部分 107によって、軸受内部に浸入するオイルの量を抑制 できるので、オイルの攪拌抵抗を更に低減できる。
[0113] このように、上記第 5実施形態の円錐ころ軸受装置によれば、オイル流入抑制部材 である保持器 104の小径側の部分 107によって、軸受内部に浸入するオイルの量を 抑制できると共に、上記 3つ部分力 成るオイル流出促進構造によって、軸受内部に 浸入したオイルを速やかに軸受の外部に流出させることができる。したがって、軸受 内部にオイルが留まることがなくて、オイルの攪拌抵抗を小さくすることができる。した がって、軸受自体のトルクを小さくすることができて、この円錐ころ軸受装置を備えた 機械の運転コストを低減できる。
[0114] また、上記第 5実施形態の円錐ころ軸受装置によれば、内輪 101の大径側の鍔部 の端面 109は、摩擦、摩耗を抑制できるダイアモンドライクカーボンで被覆されている ので、円錐ころ 103の大径側の端面 110と、内輪 101の大径側の鍔部の端面 109と の摩擦を低減してトルクを更に低減できる。また、オイル流入抑部材を設けたことによ つて、発生する可能性が高くなつた内輪 101の大径側の鍔部の端面 109と円錐ころ 103の大径側の端面 110の焼き付きを、確実に防止できる。
[0115] 尚、上記第 5実施形態の円錐ころ軸受装置では、外輪 102の円錐軌道面 115のご く近傍から内輪 102の端部の外周面まで、オイル流入側の開口 116を塞ぐ方向であ る径方向に延在している上記小径側の部分 107を、オイル流入抑制部材として、この 小径側の部分 107でオイルの流入を抑制した。
[0116] し力、しながら、この発明のオイル潤滑式転がり軸受装置では、例えば、内輪の円錐 軌道面の小径側の端部の端面に、中空の円板形状等のスチール製の遮蔽板の内 径側の端部を取り付けることにより、軸受のオイル流入側の内輪と外輪との間の開口 を、わずかな隙間のみを除いて遮蔽し、オイルの流入を抑制しても良い。
[0117] または、内輪の円錐軌道面の小径側の端部の外周面に、中空の円板形状等の本 体部とこの本体部から略 90° 折り曲げられた取付部とを有するスチール製の遮蔽板 を取り付けて、オイルの流入を抑制しても良い。詳しくは、内輪の円錐軌道面の小径 側の端部の外周面に、上記遮蔽板の取付部を固定することにより、軸受のオイル流 入側の内輪と外輪との間の開口を、わずかな隙間のみを除いて遮蔽し、オイルの流 入を抑制しても良い。
[0118] 尚、遮蔽板は、わずかな隙間を除いてオイルの流入側の開口を遮蔽できるもので あれば、どこに取り付けられても良ぐ遮蔽板の形状は、中空の円板形状に限らず、 どのような形状であっても良い。また、転がり軸受に含まれる部材 (すなわち、内輪、 外輪、転動体、保持器）の一部分で、オイル流入抑制部材とオイル流出促進構造の 少なくとも一方を、構成しても良いし、転がり軸受外の部材 (例えば、遮蔽板等）で、 オイル流入抑制部材とオイル流出促進構造の少なくとも一方を、構成しても良い。
[0119] また、上記第 5実施形態の円錐ころ軸受装置では、外輪 102の円錐軌道面 115を 、円錐ころ 103と 25° の接触角で接触するように形成したが、実験によると、外輪の 円錐軌道面を、円錐ころと 25° 以上の接触角で接触するように設定するとトルクを急 激に低減できることが確認されている。このことから、外輪の円錐軌道面を、円錐ころ と 25° より大きな角度の接触角で接触するように形成しても良い。 [0120] また、上記第 5実施形態の円錐ころ軸受装置では、内輪 101の円錐軌道面の大径 側の鍔部における円錐ころ 103側の端面 109を、硬質皮膜の一例としてのダイァモ ンドライクカーボン（DLC)でコーティングした。
[0121] し力 ながら、内輪の円錐軌道面の大径側の鍔部における円錐ころ側の端面を、ダ ィアモンドライクカーボンでコーティングする替わりに、この円錐ころ側の端面に接触 する円錐ころの大径側の端面を、ダイアモンドライクカーボンでコーティングしても良 レ、。
[0122] また、内輪の円錐軌道面の大径側の鍔部における円錐ころ側の端面と、この円錐こ ろ側の端面に接触する円錐ころの大径側の端面の両方を、ダイアモンドライクカーボ ンでコーティングしても良レ、。
[0123] また、内輪の円錐軌道面の大径側の鍔部における円錐ころ側の端面と、この円錐こ ろ側の端面に接触する円錐ころの大径側の端面の少なくとも一方を、硬質皮膜の他 の例である TiC等の炭化物硬質皮膜、 CrNや TiNや TiAIN等の窒化物硬質皮膜、 TiCN等の炭窒化物硬質皮膜、 Al O等の酸化物硬質皮膜、または、 WC/C (タン
2 3
ダステンカーバイドカーボン)等の硬質皮膜でコーティングして、内輪の大径側の鍔 部の端面および円錐ころの大径側の端面の焼き付きを抑制しても良い。尚、上記硬 質皮膜は、内輪の円錐軌道面の大径側の鍔部における円錐ころ側の端面における 摺動部分と、円錐ころの大径側の端面における摺動部分のうちの少なくとも一方に被 覆されれば良い。
[0124] 本発明者は、ディファレンシャルのピニオン軸支持用の円錐ころ軸受装置において
、オイルの入口および出口をシールドしたときの、トルクの低減効果、および、オイル の流量の低減効果を調査した。
[0125] 図 11は、上記調査に用いたディファレンシャルの構造を示す図である。
[0126] 尚、図 11において、 182はドライブシャフトを示し、 183はテール側円錐ころ軸受装 置（以下では、テール側と記載）を示し、 184はヘッド側円錐ころ軸受装置（以下では ヘッド側と記載）を示し、 185は差動歯車を示している。
[0127] 図 12は、上記調査に用いた円錐ころ軸受装置を示す図である。
[0128] 詳細には、図 12 (a)は、内輪と保持器とのオイルの入り口をスチール製の遮蔽板で 部分的に塞いだ本発明の実施例 1の円錐ころ軸受装置 (本発明の第 1実施形態の 円錐ころ軸受装置に相当）を示す図である。
[0129] また、図 12 (b)は、本発明の第 6実施形態の円錐ころ軸受装置 (以下に、実施例 2 という）を示す図である。詳しくは、保持器のオイルの流入側の端面に、径方向の外 方に延びるスチール製の遮蔽板を設けて、オイルの流入側において、保持器の端部 と外輪との間を略完全に塞いでいる円錐ころ軸受装置を示す図である。
[0130] また、図 12 (c)は、オイルの流出側において、外輪と保持器の端部との間をスチー ル製の遮蔽板で略完全に塞いだ比較例 1の円錐ころ軸受装置を示す図である。
[0131] また、図 12 (d)は、オイルの流出側において、内輪と保持器の端部との間をスチー ル製の遮蔽板で塞いだ比較例 2の円錐ころ軸受装置を示す図である。
[0132] 尚、図 12 (a)において、 120は内輪、 121は外輪、 122は遮蔽板、 123は円錐ころ 、 G，H，Iおよび Jはオイルの流れの方向を夫々示している。
[0133] また、図 13 (a)は、上記 4つの円錐ころ軸受装置と遮蔽板を設けない従来品の円錐 ころ軸受の夫々のヘッド側（ヘッド側軸受）におけるトノレクと回転数との関係を示す図 であり、図 13 (b)は、上記 4つの円錐ころ軸受装置と遮蔽板を設けない従来品の円 錐ころ軸受の夫々のテール側（テール側軸受）におけるトノレクと回転数との関係を示 す図である。
[0134] また、図 14 (a)は、上記 4つの円錐ころ軸受装置と遮蔽板を設けない従来品の円錐 ころ軸受の夫々のヘッド側におけるオイルの流量と回転数との関係を示す図であり、 図 14 (b)は、上記 4つの円錐ころ軸受装置と遮蔽板を設けない従来品の円錐ころ軸 受の夫々のテール側におけるオイルの流量と回転数との関係を示す図である。
[0135] 尚、図 13および図 14において、園で示す点は、図 12 (a)の本発明の実施例 1の円 錐ころ軸受装置の測定値であり、▲で示す点は、図 12 (b)の本発明の実施例 2の円 錐ころ軸受装置の測定値であり、 Xで示す点は、図 12 (c)の比較例 1の円錐ころ軸 受装置の測定値であり、 *で示す点は、図 12 (d)の比較例 2の円錐ころ軸受装置の 測定値であり、♦で示す点は、従来品の円錐ころ軸受の測定値である。
[0136] 図 13 (a)および図 13 (b)に示すように、軸受のヘッド側とテール側の両方において 、 Xで測定値を示す比較例 1の円錐ころ軸受装置は、そのトルクの値が、回転数に 略比例して、著しく増大している。
[0137] また、▲で測定値を示す本発明の実施例 2の円錐ころ軸受装置と、♦で測定値を 示す従来品の円錐ころ軸受と、 *で測定値を示す比較例 2の円錐ころ軸受装置も、 回転数が増大すると、トルク値が増大するが、 Xで測定値を示す比較例 1の円錐ころ 軸受装置のトノレク値よりも、トルク値が小さくなつている。詳細には、▲で測定値を示 す本発明の実施例 2の円錐ころ軸受装置は、♦で測定値を示す従来品の円錐ころ 軸受装置よりもトルク値が小さくなつている。また、♦で測定値を示す従来品の円錐こ ろ軸受装置は、 *で測定値を示す比較例 2の円錐ころ軸受装置よりもトノレク値が小さ くなつてレ、る。図 13 (a)および図 13 (b)に示すように、オイルの流出側の開口を塞レ、 だ上記 2つの比較例の円錐ころ軸受装置は、オイルの攪拌抵抗が大きくて、トルクが 大きくなつている。
[0138] 一方、本発明の園で測定値を示す本発明の実施例 1の円錐ころ軸受装置は、トノレ クの値が最も小さぐかつ、トルクの低減が最も求められる高速回転数の領域で、トル クの値が低値で略一定になっている。
[0139] また、図 14 (a)および図 14 (b)に示すように、軸受のヘッド側とテール側の両方に おいて、♦で測定値を示す従来品の円錐ころ軸受と▲で測定値を示す本発明の実 施例 2の円錐ころ軸受装置は、オイルの流量の変動が略同じ傾向を示し、オイルの 流量が最も大きくなつており、回転数の増大と共にオイルの流量も増大している。
[0140] また、 Xで測定値を示す比較例 1の円錐ころ軸受装置と *で測定値を示す比較例 2の円錐ころ軸受装置は、オイルの流量の変動が略同じ傾向を示し、回転数の増大 と共にオイルの流量も増大しているが、♦で測定値を示す従来品の円錐ころ軸受と ▲で測定値を示す本発明の実施例 2の円錐ころ軸受装置よりもオイルの流量が少な くなつている。
[0141] 一方、園で測定値を示す本発明の実施例 1の円錐ころ軸受装置は、回転数が低い 領域から高い領域に移るにしたがって、オイルの流量が減少しており、かつ、高回転 の領域で、オイルの流量が低値で一定になっている。このことから、園で測定値を示 す本発明の実施例 1の円錐ころ軸受装置は、高速回転領域において、オイルの攪拌 抵抗を最も小さくできる。 [0142] 以上より、トルクの値が最も大きい Xで測定値を示す比較例 1の円錐ころ軸受装置 は、高速回転数の領域での運転コストが高くつき、高速運転に適さない。
[0143] また、▲で測定値を示す本発明の実施例 2の円錐ころ軸受装置は、♦で測定値を 示す従来品の円錐ころ軸受よりもトルク値が小さぐ♦で測定値を示す従来品の円錐 ころ軸受は、 *で測定値を示す比較例 2の円錐ころ軸受装置よりもトルク値が小さい
[0144] このこと力、ら、▲で測定値を示す本発明の実施例 2の円錐ころ軸受装置、♦で測定 値を示す従来品の円錐ころ軸受、 *で測定値を示す比較例 2の円錐ころ軸受装置 は、最良ではなレ、ものの、▲で測定値を示す本発明の実施例 2の円錐ころ軸受装置 、♦で測定値を示す従来品の円錐ころ軸受装置、 *で測定値を示す比較例 2の円 錐ころ軸受装置の順で、高速運転に適する。
[0145] 一方、園で測定値を示す本発明の実施例 1の円錐ころ軸受装置は、回転数が如何 に高い領域であっても、トルクの値が増大することがないので、高速領域におけるトル クの値を大幅に低減できて、高速運転における運転コストを大幅に低減できて、高速 運転に最適である。このことから、以下の条件 (1)一 (5)を備える円錐ころ軸受装置 (第 1実施形態の円錐ころ軸受装置）のトノレク低減効果が顕著であることがわかる。（1)転 動体が、円錐ころである。（2)内輪は円錐軌道面を有する回転輪であり、外輪は円錐 軌道面を有する固定輪である。（3)内輪は円錐ころの小径端面に接する鍔部を有する 。（4)内輪の鍔部よりも径方向の外方に突出する突出部を有する遮蔽板を有する。 (5) 円錐ころを保持する保持器を備え、上記突出部は、保持器に対して内輪の軸方向に 間隔をおいた箇所に配置されている。
[0146] (第 7実施形態）
図 15は、この発明のオイル潤滑式転がり軸受装置の第 7実施形態の玉軸受装置の 軸方向の断面図である。
[0147] この玉軸受装置は、内輪 151と、外輪 152と、玉 153と、オイル流入抑制部材のー 例としてのスチール製の遮蔽板 155とを備える。
[0148] 上記玉 153は、内輪 151の軌道面と外輪 152の軌道面との間に、保持器 157によ つて保持された状態で、周方向に一定の間隔を隔てられて略等間隔に複数配置さ れている。
[0149] また、上記外輪 152の紙面における玉 153よりも右側のオイルの流出側の内面は、 円錐面 159になっている。この円錐面 159は、オイル流出促進構造の一部分であり、 径方向の外方にレ、くに従って末広がりになってレ、て、軸受の内部に浸入したオイル が軸受外部に流出するのを促進している。
[0150] また、上記外輪 152の紙面の左側であるオイルの流入側の内面の端部には、環状 凹部 154が形成されている。この凹部 154には、上記遮蔽板 155の一端部が固定さ れている。上記遮蔽板 155の上記一端部以外の部分は、略中空の円板形状をして おり、内輪 151の外周面の近傍付近まで、オイル流入側の開口を塞ぐ方向である径 方向に延在している。上記遮蔽板 155は、この遮蔽板 155の径方向の内方の端部と 内輪 151の外周面との間のオイルの流路 163を除レ、て、オイルの流入側の開口をシ 一ルドしている。
[0151] また、上記保持器 157の玉 153よりもオイルの流出側の部分 158は、略オイルの流 れの方向に延在している。この部分 158は、オイルの流れを整流する役割を担って おり、オイル流出促進構造の一部分になっている。
[0152] また、上記内輪 151の軌道面と、外輪 152の軌道面と、玉 153の表面は、 DLC硬 質皮膜で被覆されており、内輪 151の軌道面および外輪 152の軌道面と、玉 153の 表面との間のオイルが非常に少ない状態でも、焼き付きが起こらないようにしている。
[0153] 図 16は、ギヤオイルを 50度に設定したときの、第 7実施形態の玉軸受装置と、オイ ルの流入側に遮蔽板を設けない従来品の玉軸受の、回転速度と、摩擦トルクとの関 係を示す図である。
[0154] 尚、図 16において、國は、第 7実施形態の玉軸受装置の測定値を示し、きは、従 来品の玉軸受の測定値を示してレ、る。
[0155] 図 16に示すように、従来品の玉軸受では、回転速度が、 2000r/minで、摩擦トル クが略 0.55N'mになっており、回転速度が、 3000rZminで、摩擦トルクが略 0.64 N-mになっている。このように、従来品の玉軸受では、回転数が lOOOrZmin増大 すると、もともと高い値であった摩擦トルクが、更に大幅に増大しており、高速運転に 適さない。 [0156] 一方、第 7実施形態の玉軸受装置では、回転速度が、 2000r/minで、摩擦トルク が略 0.33N 'mと低い値になっており、回転速度が、 3000r/minと高速になっても、 摩擦トルクが略 0.37N'mと低く抑えられている。このように、第 7実施形態の玉軸受 装置では、回転数が 1000r/min増大しても、摩擦トルクが小さいままで、摩擦トルク の増大が少なぐ高速運転に適している。
[0157] 上記第 7実施形態の玉軸受装置によれば、上記遮蔽板 155が、オイル流入側の開 口を塞ぐように延在する部材であるので、最低限必要なオイル以外のオイルが開口 力、ら軸受内部に浸入することを確実に抑制できる。また、オイル流出側においてオイ ルの流出方向に沿って延在する保持器 157の一部分 158が、略オイルの流れの方 向に延在する部材であるので、オイルの流れを整流できて、オイルを効率よく流出さ せること力 Sできる。
[0158] また、上記第 7実施形態の玉軸受装置によれば、オイルの流出側の外輪 152の内 面力 断面末広がりな円錐面 159になっているので、玉軸受装置の運転中に遠心力 により外輪 152の円錐面 159に飛ばされたオイル力 外輪 152の内面に沿って移動 するときの速度を大きくできて、オイルを効率よく流出させることができて、玉軸受装 置自体のトノレクの低減の度合いを大きくすることができる。
[0159] このこと力ら、従来品と比較して、トルクを格段に低減できて、運転コストを大幅に削 減できる。
[0160] また、上記第 7実施形態の玉軸受装置によれば、内輪 151および外輪 152の軌道 面と、玉 153の表面とを、 DLC硬質皮膜で被覆したので、玉 153と、内輪 151および 外輪 152の軌道面との摩擦力を低減してトルクを低減できると共に、玉 153と上記 2 つの軌道面の焼き付きを確実に防止することができる。
[0161] 尚、上記第 7実施形態の玉軸受装置では、内輪 151、外輪 152の軌道面および玉
153の表面を、 DLC硬質皮膜で被覆した力 内輪および外輪の軌道面のみを DLC 硬質皮膜で被覆しても良ぐ玉の表面のみを、 DLC硬質皮膜で被覆しても良い。
[0162] また、上記第 7実施形態の玉軸受装置では、硬質皮膜として DLC硬質皮膜を用い た力 DLC硬質皮膜のかわりに、 TiC等の炭化物硬質皮膜、 CrNや TiNや TiAIN 等の窒化物硬質皮膜、 TiCN等の炭窒化物硬質皮膜、 Al O等の酸化物硬質皮膜 、または、 WC/C等の硬質皮膜を用いても良いことは勿論である c

Claims

請求の範囲
[1] 内輪と、
外輪と、
上記内輪と上記外輪との間に配置された複数の転動体と、
上記内輪と上記外輪との間にオイルが流入するのを抑制するオイル流入抑制部材 と
を備えることを特徴とするオイル潤滑式転力 ^軸受装置。
[2] 請求項 1に記載のオイル潤滑式転がり軸受装置において、
上記転動体は、円錐ころであり、
上記内輪は円錐軌道面を有する回転輪で、上記外輪は円錐軌道面を有する固定 輪であり、
上記内輪は上記円錐ころの小径端面に接する鍔部を有し、
上記オイル流入抑制部材は、上記鍔部よりも径方向の外方に突出する突出部を有 する遮蔽板であり、
さらに、上記円錐ころを保持する保持器を備え、
上記突出部は、上記保持器に対して上記内輪の軸方向に間隔をおいた箇所に配 置されていることを特徴とするオイル潤滑式転がり軸受装置。
[3] 請求項 2に記載のオイル潤滑式転がり軸受装置において、
上記突出部の外径は、上記外輪の円錐軌道面の小径側の端部の内径以下である こと特徴とするオイル潤滑式転がり軸受装置。
[4] 請求項 2に記載のオイル潤滑式転がり軸受装置において
上記突出部と、上記保持器との上記軸方向の隙間は、 3mm以下であることを特徴 とするオイル潤滑式転がり軸受装置。
[5] 請求項 2に記載のオイル潤滑式転がり軸受装置において、
上記内輪と、上記遮蔽板とは、一体に形成されていることを特徴とするオイル潤滑 式転がり軸受装置。
[6] 請求項 1に記載のオイル潤滑式転がり軸受装置において、
上記転動体は円錐ころであり、 上記内輪は円錐軌道面を有する回転輪で、上記外輪は円錐軌道面を有する固定 輪であり、
上記オイル流入抑制部材は、上記外輪の円錐軌道面の小径側の端部よりも径方 向の内方に突出する突出部を有する遮蔽板であり、
さらに、上記円錐ころを保持する保持器を備え、
上記突出部は、上記保持器に対して上記外輪の軸方向に間隔をおいた箇所に配 置されており、
上記突出部と、上記保持器との上記軸方向の隙間は、 3mm以下であることを特徴 とするオイル潤滑式転がり軸受装置。
[7] 請求項 6に記載のオイル潤滑式転がり軸受装置において、
上記外輪と、上記遮蔽板とは、一体に形成されていることを特徴とするオイル潤滑 式転がり軸受装置。
[8] 請求項 1に記載のオイル潤滑式転がり軸受装置において、
上記内輪と上記外輪との間に流入したオイルが流出するのを促進するオイル流出 促進構造を設けることを特徴とするオイル潤滑式転がり軸受装置。
[9] 請求項 8に記載のオイル潤滑式転がり軸受装置において、
上記転動体は、円錐ころであり、
上記オイル流出促進構造は、 zを円錐ころの数、 DWを円錐ころの平均径、 dmを円 錐ころのピッチ円径としたとき、
ζ≤0.85/ (ϋλν/ ( π - dm) )
を満たすような数 zの上記円錐ころを、その円錐ころの大径側をオイル流出側に向け て、上記内輪と上記外輪との間に配置した配置構成を含むことを特徴とするオイル潤 滑式転がり軸受装置。
[10] 請求項 8に記載のオイル潤滑式転がり軸受装置において、
上記転動体は、円錐ころであり、
上記オイル流出促進構造は、上記円錐ころと 25° 以上の接触角で接触するように 設定されている上記外輪の円錐軌道面を含むことを特徴とするオイル潤滑式転がり 軸受装置。
[11] 請求項 8に記載のオイル潤滑式転がり軸受装置において、
上記オイル流入抑制部材は、オイル流入側の上記内輪と上記外輪との間の開口を 部分的に塞ぐ部材を含み、上記オイル流出促進構造は、オイル流出側においてオイ ルの流出方向に沿って延在する部材を含むことを特徴とするオイル潤滑式転がり軸 受装置。
[12] 請求項 9に記載のオイル潤滑式転がり軸受装置において、
上記円錐ころの大径側の端面と、上記内輪の円錐軌道面の大径側に設けられて上 記円錐ころの大径側の端面に接する鍔部の端面とのうちの少なくとも一方は、硬質 皮膜で被覆されていることを特徴とするオイル潤滑式転力 Sり軸受装置。
[13] 請求項 10に記載のオイル潤滑式転がり軸受装置において、
上記円錐ころの大径側の端面と、上記内輪の円錐軌道面の大径側に設けられて上 記円錐ころの大径側の端面に接する鍔部の端面とのうちの少なくとも一方は、硬質 皮膜で被覆されていることを特徴とするオイル潤滑式転力 ^軸受装置。
[14] 請求項 8に記載のオイル潤滑式転がり軸受装置において、
上記転動体は、玉であり、
上記オイル流出促進構造は、上記外輪の内周面におけるオイルの流出側の断面 末広がりな形状の部分を含むことを特徴とするオイル潤滑式転がり軸受装置。
[15] 請求項 14に記載のオイル潤滑式転がり軸受装置において、
上記内輪および上記外輪の軌道面と、上記玉とのうちの少なくとも一方は、硬質皮 膜で被覆されていることを特徴とするオイル潤滑式転力 ^軸受装置。
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