WO2005080809A1 - 斜接型複列玉軸受およびその予圧付与方法 - Google Patents

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WO2005080809A1
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ball bearing
diameter
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Toshihiro Kawaguchi
Kiyoshi Ogino
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Jtekt Corporation
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Definitions

  • the present invention provides an oblique double-row ball bearing for rotatably supporting a pinion shaft or the like of a differential device attached to a vehicle, in particular, the pitch circle diameter of each row of a double row is different from each other.
  • the present invention also relates to an oblique contact type double-row ball bearing in which the raceway diameter of each row of the double-row is different from each other, and a method of applying a preload thereto.
  • Rolling bearings and roller bearings are used as rolling bearings that rotatably support a pinion shaft or the like of a differential device attached to a vehicle.
  • Tapered rollers and roller bearings have large load capacity, but large rotational torque.
  • oblique contact ball bearings angular ball bearings
  • differential devices and the like for example, see Patent Document 1.
  • a double-row ball bearing called a tandem-type double-row ball bearing, in which the pitch circle diameter of each row of the double row is different from each other, that is, an oblique contact double-row ball bearing having different track diameters of each row of the double row is a differential device. And so on.
  • Oblique contact double-row ball bearings with different pitch circle diameters are particularly effective for pinion shafts of differential devices, because they have smaller rotational torque and sufficient load capacity than tapered roller bearings. To be used.
  • the bearings When assembling these bearings to a differential device, the bearings are managed and stored with a predetermined preload applied thereto.
  • Patent Document 1 JP 2003-156128A
  • the preload management (adjustment) of the bearing is performed by measuring the rotational torque of the bearing, the greater the rotational torque, the greater the range of the preload setting and the easier the adjustment.
  • the tapered roller bearing has a large load capacity, but has a large rotational torque. Therefore, the adjustment range of the preload setting for the bearing is large, so that the preload management is easy. Shi It is difficult to set the preload with high accuracy because the oblique contact ball bearing has the structure of the ball bearing, so the rotational torque is small and the adjustment range of the preload setting for the bearing is small.
  • the oblique double-row ball bearing of the present invention has an axial double-row ball interposed between the raceways of the inner and outer rings, and one row of the ball and this ball are rolled.
  • the internal gap between the moving orbit and the internal gap between the other row of balls and the orbit that this ball transfers are different from each other.
  • the method of applying a preload to the oblique-contact double row ball bearing according to the present invention is characterized in that the internal gap between the ball in one row and the activation of one row of the inner and outer rings on which the ball rolls, and the other row After differentiating the internal clearance between the ball and the start of the other row of the inner and outer races on which the ball rolls, a load is applied to the inner and outer races to sequentially fill the internal clearance to fill the inner and outer races. To the preload.
  • any gap may be closed first.
  • the preload applied to the bearing is generally measured by measuring the rotational torque of the bearing.
  • preload is applied to the oblique double-row ball bearing.
  • the thrust load S to be applied to the inner and outer rings is [S2]
  • Comparing the adjustment width [ ⁇ 2] of the rotational torque ⁇ of the oblique contact double row ball bearing of the present invention ⁇ 2> ⁇ 1. Therefore, when the same preload is to be obtained, the oblique contact ball bearing of the present invention can perform preload adjustment with a wider adjustment width than the conventional oblique contact ball bearing. It will be easier.
  • the preload may be set while adjusting the thrust load [S2] in the range of [S1] to [S3] in consideration of the allowable range.
  • the conventional adjustment range [T3] of the rotation torque T is compared with the adjustment range [ ⁇ 4] of the rotation torque ⁇ in the bearing of the present invention, ⁇ 4> ⁇ 3. That is, even if the same preload is to be obtained, the bearing of the present invention can increase the adjustment width of the rotational torque ⁇ (in other words, the preload adjustment width) as compared with the conventional bearing. As a result, the preload can be applied accurately and easily.
  • the present invention by increasing the rotational torque, it is possible to provide a wider bearing than the conventional oblique bearing.
  • the preload can be adjusted in the adjustment width, and the preload can be applied accurately and easily.
  • FIG. 1 is a cross-sectional view showing a schematic configuration of a differential device according to a best mode for carrying out the present invention.
  • FIG. 2 is an enlarged cross-sectional view of a double-row ball bearing portion of the differential device.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view further enlarging a double-row ball bearing unit.
  • FIG. 4 is a cross-sectional view showing a state in which a double-row ball bearing is being assembled.
  • FIG. 5 is a graph showing a relationship between a thrust load and a rotation torque.
  • FIG. 1 is a sectional view showing a schematic configuration of a differential device
  • FIG. 2 is an enlarged sectional view of a double row ball bearing.
  • the differential device 1 has a differential case 2 .
  • the differential case 2 includes a front case 3 and a rear case 4.
  • the two cases 3 and 4 are integrated by connecting bolts and nuts 2a.
  • annular walls 27A and 27B for mounting the ball bearings are formed inside the front case 3.
  • the differential case 2 includes a differential transmission mechanism 5 that differentially interlocks left and right wheels, and a pinion shaft (drive pinion) 7 having a pinion gear 6 on one side.
  • the pinion gear 6 is combined with a ring gear 8 of the differential transmission mechanism 5.
  • the shaft portion 9 of the pinion shaft 7 is formed in a stepped shape so that the diameter is smaller on the other side than on one side.
  • One side of the shaft portion 9 of the pinion shaft 7 is supported by the annular wall 27A of the front case 3 via a first double-row ball bearing 10 so as to be rotatable around the axis.
  • the other side of the shaft portion 9 of the pinion shaft 7 is rotatably supported on the annular wall 27B of the front case 3 via a second double row ball bearing 25 around the axis.
  • the first double-row ball bearing 10 is an oblique contact ball bearing, and includes a single first outer ring 11 fitted on the inner peripheral surface of the annular wall 27A, And a first assembly 21.
  • the first assembly 21 is attached to the first outer ring 11 from the pinion gear side toward the opposite side to the pinion gear 6 (hereinafter, referred to as the anti-pinion gear side) along the axial direction.
  • the first double row ball bearing 10 is configured.
  • the first outer ring 11 has a configuration of a shoulder outer ring. Specifically, the first outer ring 11 has a large-diameter outer raceway 1 la on the pinion gear side and a small-diameter outer raceway 1 lb on the anti-pinion gear side. A flat portion 1 lc is formed between the large-diameter outer raceway 1 la and the small-diameter outer raceway 1 lb. The flat portion 11c is larger in diameter than the small-diameter outer raceway l ib and is continuous with the large-diameter outer raceway 11a. Thus, the inner peripheral surface of the first outer ring 11 is formed in a stepped shape.
  • the first assembly 21 includes a single first inner ring 13, a large-diameter ball row 15, a small-diameter ball row 16, and retainers 19 and 20.
  • the first inner ring 13 has a configuration of a shoulder inner ring.
  • the first inner race 13 has a large-diameter inner raceway 13a and a small-diameter inner raceway 13b.
  • the large-diameter inner raceway 13a radially opposes the large-diameter outer raceway 11a.
  • the small-diameter inner raceway 13b radially opposes the small-diameter outer raceway l ib.
  • a flat portion 13c is formed between the large-diameter inner raceway 13a and the small-diameter inner raceway 13b.
  • the flat portion 13c has a larger diameter than the small-diameter inner raceway 13b and is continuous with the large-diameter inner raceway 13a.
  • the outer peripheral surface of the first inner ring 13 is formed in a step shape. It is.
  • the large-diameter side ball train 15 is fitted and arranged on the pinion gear side, that is, between the large-diameter outer raceway 1la and the large-diameter inner raceway 13a.
  • the small-diameter ball row 16 is fitted and disposed on the anti-pinion gear side, that is, between the small-diameter outer raceway lib and the small-diameter inner raceway 13b.
  • the contact angle of the ball row 15 and the contact angle of the ball row 16 are in the same direction.
  • the angle ⁇ 1 ( ⁇ 1 is not shown) formed by the action line ⁇ 1 due to the contact angle of the ball row 15 and the action line ⁇ 2 due to the contact angle of the ball row 16 is 0 ° or an acute angle (0 ° ⁇ ⁇ 1 and 90 °), the two action lines ⁇ 1 and ⁇ 2 face each other.
  • both action lines ⁇ 1 and y 2 are inclined with respect to the thrust surface so that the outer diameter side is on the anti-pinion gear side and the inner diameter side is on the pinion side. In other words, in FIGS. 2 and 3, both action lines ⁇ 1 and ⁇ 2 are inclined in the upward direction.
  • Each of the retainers 19 and 20 holds the balls 17 and 18 constituting each of the ball rows 15 and 16 at equal circumferential positions.
  • the pinion shaft 7 is inserted through the first inner race 13, and the end face of the first inner race 13 is in contact with the end face of the pinion gear 6 in the axial direction.
  • the first inner ring 13 is sandwiched between an end face of the pinion gear 6 and a preload setting plastic spacer 23 which is fitted outside the shaft portion 9 of the pinion shaft 7 in the axial direction.
  • the diameter of the ball 17 in the large-diameter ball row 15 and the diameter of the ball 18 in the small-diameter ball row 16 are equal to each other.
  • the 16 pitch circle diameters Dl and D2 are different from each other. That is, the pitch circle diameter D1 of the large-diameter ball row 15 is set to be larger than the pitch circle diameter D2 of the small-diameter ball row 16.
  • the first double-row ball bearing 10 has a width row structure (ball rows 15, 16) in which the pitch circle diameters Dl, D2 are different from each other.
  • each of the balls 17 of the large-diameter ball row 15 has, between the large-diameter outer raceway 11a and the large-diameter inner raceway 13a, in an initial state before being assembled. They are arranged with a predetermined radial gap 1 therebetween.
  • each of the balls 18 of the small-diameter ball row 16 has a predetermined radial gap j3 1 (diameter) smaller than the radial gap 1 between the small-diameter outer raceway l ib and the small-diameter inner raceway 13b. 1> j3 1) Yes.
  • the second double-row ball bearing 25 is an oblique contact ball bearing, and includes a single second outer ring 12 fitted on the inner peripheral surface of the annular wall 27B, It is composed of The second assembly 22 is assembled to the second outer ring 12 along the axial direction from the anti-pinion gear side to the pinion gear side.
  • the second outer ring 12 has a shoulder outer ring structure. Specifically, the second outer race 12 has a small-diameter outer raceway 12a on the pinion gear side and a large-diameter outer raceway 12b on the anti-pinion gear side. A flat portion 12c is formed between the small-diameter outer raceway 12a and the large-diameter outer raceway 12b. The plane portion 12c is larger in diameter than the small-diameter outer raceway 12a and is continuous with the large-diameter outer raceway 12b. Thus, the inner peripheral surface of the second outer ring 12 is formed in a stepped shape.
  • the second assembly 22 includes a single second inner ring 14, a small-diameter ball row 28, a large-diameter ball row 29, and retainers 32 and 33.
  • the second inner ring 14 has a shoulder inner ring structure.
  • the second inner race 14 has a small-diameter inner raceway 14a and a large-diameter inner raceway 14b.
  • the small-diameter inner raceway 14a radially opposes the small-diameter outer raceway 12a.
  • the large-diameter inner raceway 14b radially opposes the large-diameter outer raceway 12b.
  • a flat portion 14c is formed between the small-diameter inner raceway 14a and the large-diameter inner raceway 14b.
  • the flat portion 14c has a smaller diameter than the large-diameter inner raceway 14b and is continuous with the small-diameter inner raceway 14a.
  • the outer peripheral surface of the first inner ring 14 is formed in a stepped shape.
  • the pinion shaft 7 is inserted through the second inner ring 14.
  • the second inner ring 14 is sandwiched between a plastic spacer 23 for setting a preload and a shielding plate 37 in the axial direction.
  • the small-diameter ball row 28 is fitted and disposed on the pinion gear side, that is, between the small-diameter outer raceway 12a and the small-diameter inner raceway 14a.
  • the large-diameter ball row 29 is fitted and disposed on the anti-pinion gear side, that is, between the large-diameter outer raceway 12b and the large-diameter inner raceway 14b.
  • the contact angle of the ball row 28 and the contact angle of the ball row 29 face the same direction.
  • the angle ⁇ 2 formed by the action line ⁇ 3 of the ball row 28 due to the contact angle and the action line ⁇ 4 of the ball row 29 due to the contact angle is 0 ° or an acute angle (0 °).
  • ° ⁇ ⁇ 2 and 90 °) the two action lines ⁇ 3 and ⁇ 4 face each other. This is the same direction for both ball rows 28 and 29 (from the anti-pinion gear side to the pinion gear side). This is a configuration adopted to apply a preload in the direction of force.
  • both action lines ⁇ 3 and ⁇ 4 are inclined with respect to the thrust surface so that the outer diameter side is on the pinion gear side and the inner diameter side is on the anti-pinion side.
  • both lines of action are inclined in the direction of downward descent.
  • the retainers 32 and 33 respectively hold the balls 30 and 31 constituting the ball rows 28 and 29 at circumferentially equal positions.
  • the action lines ⁇ 1, ⁇ 2 of the first double-row ball bearing 10 are such that the inner diameter side is on the pinion gear side with respect to the thrust surface, and the second double-row ball bearing 25 Of the action lines ⁇ 3 and ⁇ 4 are on the pinion gear side on the outer diameter side with respect to the thrust surface, and the inclinations of the action lines due to the contact angles in the bearings 10 and 25 are opposite to each other .
  • This is a configuration adopted to reverse the preload application directions of the two bearings 10, 25.
  • the diameter of the ball 30 in the small-diameter ball row 28 and the diameter of the ball 31 in the large-diameter ball row 29 are equal to each other, and each ball IJ28, 29
  • the pitch circle diameters D3 and D4 are different from each other. That is, the pitch circle diameter D3 of the large-diameter ball row 28 is set smaller than the pitch circle diameter D4 of the small-diameter ball row 29.
  • the second double row ball bearing 25 has a width row structure (ball rows 28, 29) having different pitch circle diameters D3, D4 from each other.
  • each of the balls 30 of the small-diameter ball row 28 has a predetermined race between the small-diameter outer raceway 12a and the small-diameter inner raceway 14a in an initial state before being assembled. It is arranged via the dial gap ⁇ 2.
  • each ball 31 of the large-diameter ball row 29 has a predetermined radial clearance 2 smaller than the radial clearance ⁇ 2 between the large-diameter outer raceway 12b and the large-diameter inner raceway 14b. ( ⁇ 2> 2).
  • An oil circulation path 40 is formed between the outer wall of the front case 3 and the annular wall 27A on one side.
  • the oil inlet 41 of the oil circulation path 40 is opened to the ring gear 8 side of the oil circulation path 40, and the oil outlet 42 of the oil circulation path 40 is opened between the annular walls 27A and 27B.
  • the differential device 1 has a companion.
  • the companion flange 43 has a body 44 and a body 45 integrally formed with the body 44.
  • the body portion 44 is provided on the other side of the shaft portion 9 of the pinion shaft 7 (not shown). It is fitted outside.
  • the shielding plate 37 is interposed between one end surface of the body portion 44 and the end surface of the second inner ring 14 of the second double row ball bearing 25.
  • An oil seal 46 is disposed between the outer peripheral surface of the body portion 44 and the inner peripheral surface of the other opening of the front case 3.
  • a seal protection cup 47 is attached to the opening on the other side of the front case 3.
  • the oil seal 46 is covered by a seal protection cup 47.
  • a screw portion 48 is formed at the outer end of the other side of the shaft portion 9. The screw portion 48 protrudes from the central concave portion 43a of the flange portion 45.
  • a nut 49 is screwed into the screw portion 48. When the nut 49 is screwed into the screw portion 48, the first inner ring 13 of the first double-row ball bearing 10 and the second inner ring 14 of the second double-row ball bearing 25 are connected to the end face of the pinion gear 6. And the end surface of the companion flange 43 in the axial direction, and is interposed between the first double-row ball bearing 10 and the second double-row ball bearing 25 via the shielding plate 37 and the plastic spacer 23. A predetermined preload is applied.
  • the lubricating oil 50 is stored in the differential case 2 at a predetermined level L when the operation is stopped.
  • the lubricating oil 50 is sprung up with the rotation of the ring gear 8 during operation and passes through an oil circulation path 40 in the front case 3 to form the first double-row ball bearing 10 and the second double-row ball bearing 25. Guided to be fed to the top. Thereby, the lubricating oil 50 circulates through the differential case 2 so as to lubricate the first double-row ball bearing 10 and the second double-row ball bearing 25.
  • the first double-row ball bearing 10 and the second double-row ball bearing 25 are assembled in advance.
  • the radial gap [31] is adjusted so as to be smaller than the radial gap 1 as described above.
  • the shape of each part is further adjusted so that the gap becomes a predetermined gap state by assembly. Adjust it.
  • the gap between the small-diameter side ball row 28 and the small-diameter outer ring raceway 12a and the small-diameter inner ring raceway 14a is defined by the radial gap ⁇ 2 as described above. Adjust so that it is smaller than 2. More specifically, the second After each part of the second double row ball bearing 25 is formed, the shape of each part is adjusted by assembling so that the gap becomes a predetermined gap state.
  • the first double-row ball bearing 10 is disassembled into a first outer ring 11 and a first assembly 21, and the second double-row ball bearing 25 is Into an outer ring 12 and a second assembly 22. Then, the first double-row ball bearing 10 and the second double-row ball bearing 25 are assembled to the differential device 1. Specifically, first, the first outer ring 11 and the second outer ring 12 are press-fitted into the annular walls 27A and 27B, respectively. That is, with the front case 3 and the housing 4 still separated from each other, the first outer ring 11 is assembled into the front case 3, and is formed on the annular wall 27A from one side opening of the front case 3.
  • the first outer ring 11 is press-fitted in the axial direction until it hits the step.
  • the second outer ring 12 is press-fitted in the axial direction from the opening on the other side of the front case 3 until it hits a step formed in the annular wall 27B.
  • the first assembly 21 (specifically, the first inner ring 13) is passed through the pinion shaft 7.
  • the first assembly 21 is attached to the pinion shaft 7 such that the first assembly 21 is located on the pinion gear 6 side of the shaft portion 9 of the pinion shaft 7.
  • the pinion shaft 7 to which the first assembly 21 is attached is inserted into one side opening of the front case 3 from the small diameter side.
  • the pinion shaft 7 is inserted so that the balls 18 of the small-diameter ball row 16 of the first assembly 21 are fitted into the small-diameter outer raceway l ib of the first outer race 11.
  • the pinion shaft 7 is inserted so that the ball 17 of the large-diameter ball row 15 is fitted to the large-diameter outer raceway 11a of the first outer race 11.
  • the small-diameter ball row 18 is arranged on the back side in the insertion direction (opposite the pinion gear) with respect to the large-diameter ball row 16 so that such an assembly is possible.
  • the plastic spacer 23 is externally fitted into the shaft portion 9 of the pinion shaft 7 from the opening force on the other side of the front case 3.
  • the second assembly 22 (specifically, the second inner ring 14) is externally inserted into the shaft portion 9 of the pinion shaft 7 from the opening on the other side of the front case 3.
  • the small-diameter ball row 28 is arranged on the back side in the through direction (pinion gear side) with respect to the large-diameter ball row 29 so that such external fitting can be performed.
  • the shielding plate 37 is passed through the other side opening of the front case 3 to the shaft portion 9 of the pinion shaft 7. Further, an oil seal 46 is attached to the shaft portion 9 of the pinion shaft 7 from the other opening on the front case 3. Attach the seal protection cup 47 to the opening on the other side of the front case 3. Shi The body 44 of the companion flange 43 is inserted through the wall protection cup 47, and the end surface thereof is brought into contact with the shielding plate 37. Subsequently, a nut 49 is screwed into the screw portion 48. As a result, a thrust load is applied to the first double-row ball bearing 10 and the second double-row ball bearing 25, and a predetermined preload is applied. The application direction of the preload is as follows.
  • a preload is applied to the first double-row ball bearing 10 from the pinion gear side to the anti-pinion gear side along the direction of the force.
  • a preload is applied to the second double row ball bearing 25 along the direction from the anti-pinion gear side to the pinion gear side.
  • the directions in which the preload is applied are opposite to each other.
  • the radial gap ⁇ 1 is set smaller than the radial gap 1. Therefore, when a thrust load for applying a preload is applied to the first double-row ball bearing 10, the ball 17 of the large-diameter ball row 15 is placed on the small-diameter side before being fitted to the raceways 11 a and 13 a. The ball 18 of the ball array 16 is fitted to the orbit l lb, 13b with a predetermined contact angle, and a rotational torque is generated.
  • the radial gap ⁇ 2 is set smaller than the radial gap ⁇ 2. Therefore, when a thrust load for applying a preload is applied to the second double-row ball bearing 25, the ball 30 of the small-diameter ball row 28 is placed on the large-diameter side before being fitted to the raceways 12a and 14a. The balls 31 of the ball array 29 are fitted to the tracks 12b and 14b with a predetermined contact angle, and a rotational torque is generated.
  • the radial gap ⁇ 1 which is a small gap side, condenses with the ball 18 of the small-diameter ball row 16
  • the small diameter outer ring raceway l ib and the small diameter inner ring raceway 13b are already fitted with a predetermined contact angle.
  • the radial gap ⁇ 2 which is a small gap side is condensed and the ball 31 of the large diameter ball row 29 and the raceways 12b and 14b are fitted with a predetermined contact angle. I have.
  • the first double-row ball bearing 10 will now Gap
  • the balls al of the large-diameter-side ball row 15 and the orbits 11a and 13a are fitted with a predetermined contact angle to generate rotational torque.
  • the radial gap ⁇ 2 which is a large gap side, that is, the balls 30 of the small diameter ball row 28 and the raceways 12a and 14a are fitted with a predetermined contact angle. As a result, a rotational torque is generated.
  • the time is increased. Then, the rotational torque obtained by combining the rotational torques of the ball trains 15 and 16 can be obtained.
  • the rotational torque obtained by synthesizing the rotational torques of the ball rows 28 and 29 with a delay is obtained. Will be done. As a result, the maximum rotational torque that can be obtained is increased, and the adjustable torque width is increased. Therefore, the adjustment range of the preload setting becomes larger by that amount, and the preload management becomes easier.
  • the graph of FIG. 4 shows a relationship between a thrust load S (preload) applied to the oblique contact type double row ball bearing and a rotation torque T corresponding to the thrust load S.
  • the thrust load S applied to the oblique contact double row ball bearing can be known by measuring the rotational torque T.
  • the case of a conventional oblique double row ball bearing double row ball bearings in which the pitch circle diameter of each row is different from each other
  • the solid line 61 shows the case of ball bearings 10 and 25 (inclined double row ball bearings in which the pitch circle diameter of each row is different from each other).
  • the slope of the solid line 61 is larger than the slope of the dashed line 60 and the slope of the solid line 61. The reason is as follows.
  • the ball 18 of the small-diameter side ball row 16 and the tracks l ib and 13b are first fitted to generate the initial rotational torque, and then the large-diameter
  • the ball 17 of the side ball array 15 is fitted to the orbits 1 la and 13 a to generate further rotational torque.
  • the rotational torque can be set to be larger than that of the conventional oblique double-row ball bearing in which both rows of balls are fitted to the track at the same time, and the width of the tonnolek to be set is increased.
  • the slope of the solid line 61 is larger than the slope of the dashed line 60.
  • the adjustment range of the rotational torque T corresponding to the S2 value is T1
  • the adjustment range of the rotational torque T is T2. That is, T2> T1. Therefore, when the thrust load S2 is applied to obtain the same preload, the first and second double row ball bearings 10 and 25 of the present invention have a wider adjustment than the conventional oblique double row ball bearing. Adjustment in width is possible, and preload can be applied accurately and easily.
  • the thrust load S2 to be applied is set in a range from S1 to S3 in consideration of an allowable range.
  • the adjustment range of the rotational torque ⁇ in the conventional oblique double row ball bearing is ⁇ ⁇ 3
  • the rotation in the first and second double row ball bearings 10 and 25 of the present invention is ⁇ 4, and ⁇ 4> ⁇ 3.
  • the double-row ball bearings 10 and 25 of the present invention can be adjusted over a wider adjustment range than the conventional double-row ball bearing, and the thrust load S (Preload) can be applied accurately and easily.

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Abstract

【課題】広い調整幅での予圧付与のための調整を可能として、予圧の付与を容易に行い得る斜接型複列玉軸受およびその予圧付与方法の提供。 【解決手段】斜接型複列玉軸受において、一方列の玉１８と軌道１１ｂ，１３ｂとの隙間と、他方列の玉１７と軌道１１ａ，１３ａとの隙間とを異ならせて、スラスト荷重を内外輪１１，１３に負荷して内外輪に予圧を付与する。

Description

明 細 書
斜接型複列玉軸受およびその予圧付与方法
技術分野
[0001] 本発明は、車両に付設されるディファレンシャル装置のピニオン軸などを回転自在 に支持するための斜接型複列玉軸受、特に複列の各列のピッチ円直径が互いに異 なる、すなわち、複列の各列の軌道径が互いに異なる斜接型複列玉軸受およびその 予圧付与方法に関する。
背景技術
[0002] 車両に付設されるディファレンシャル装置のピニオン軸などを回転自在に支持する 転がり軸受として円すレ、ころ軸受が用いられてレ、る。円すレ、ころ軸受は負荷能力が 大きい反面、回転トルクが大きい。そのため、円すいころ軸受の代わりに斜接型玉軸 受（アンギユラ玉軸受） is、ディファレンシャル装置等に組込まれることがある（例えば 、特許文献 1参照）。あるいは場合によっては、タンデム型複列玉軸受と呼ばれる、複 列の各列のピッチ円直径が互いに異なる、すなわち、複列の各列の軌道径が互いに 異なる斜接型複列玉軸受がディファレンシャル装置等に組込まれることがある。
[0003] ピッチ円直径が互いに異なる斜接型複列玉軸受は、円すいころ軸受に比べて回転 トルクが小さぐかつ負荷能力は充分であるために、特にディファレンシャル装置のピ 二オン軸などに有効に用レ、られる。
[0004] これらの軸受をディファレンシャル装置に組付ける場合、軸受に対して所定の予圧 を付与した状態で管理'保管される。
特許文献 1 :特開 2003—156128号
発明の開示
発明が解決しょうとする課題
[0005] 軸受における予圧管理 (調整）は軸受の回転トルクを測定することで実施されるた め、回転トルクが大きい程、予圧設定の幅が大きくなつて、その調整が容易になる。 円すいころ軸受は、上記したように、負荷能力が大きい反面、回転トルクが大きい。そ のため軸受に対する予圧設定の調整幅が大きぐしたがって予圧管理は易しい。し 力しながら、斜接型玉軸受は玉軸受の構造を有するために、回転トルクが小さくて軸 受に対する予圧設定の調整幅が小さいために、その予圧を精度高く設定することは 難しい。
[0006] 本発明は、斜接型玉軸受において、予圧の管理を容易にすることを課題とする。
課題を解決するための手段
[0007] 上記課題を解決するために、本発明の斜接型複列玉軸受は、内外輪の軌道間に、 軸方向複列の玉を介装と、一方列の玉とこの玉が転動する軌道との間の内部隙間と 、他方列の玉とこの玉が転送する軌道との間の内部隙間とが、互い異なる。
[0008] 本発明の斜接型複列玉軸受に予圧の付与する方法は、一方列の玉とこの玉が転 動する内外輪の一方列側の起動との間の内部隙間と、他方列の玉とこの玉が転動 する内外輪の他方列側の起動との間の内部隙間とを互いに異ならせたうえで、前記 内外輪に負荷をかけて順次前記内部隙間をつめて前記内外輪に予圧を付与する。
[0009] なお、本発明の斜接型複列玉軸受は、何れの隙間を先につめるようにしてもよい。
[0010] 軸受に付与される予圧は一般に軸受の回転トルクを測定することで計測される。こ こで、斜接型複列玉軸受に予圧を付与する場合を考察する。この場合、内外輪に負 荷させるスラスト荷重 Sとして仮に〔S2〕値とすると、この〔S2〕値に対応する従来の斜 接型複列玉軸受の回転トルク Tの調整幅〔T1〕と、本発明の斜接型複列玉軸受の回 転トルク Τの調整幅〔Τ2〕とを比較すると、 Τ2 >Τ1となる。そのため、同じ予圧を得よ うとする場合、本発明の斜接型玉軸受は、従来の斜接型玉軸受に比べて広い調整 幅での予圧調整が可能となり、その結果、予圧付与が正確かつ容易になる。
[0011] なお、予圧設定時においては、スラスト荷重〔S2〕を、その許容範囲を考慮して〔S1 〕から〔S3〕の範囲の中で調整しながら予圧を設定することもある。その場合を考察す る。従来での回転トルク Tの調整幅〔T3〕と、本発明の軸受での回転トルク Τの調整幅 〔Τ4〕とを比較すると、 Τ4 >Τ3となる。つまり、同じ予圧を得ようとする場合であっても 、従来の軸受に比べて本発明の軸受の方が回転トルク Τの調整幅（換言すれば予圧 調整幅）を広くすることが可能となり、その結果、予圧付与が正確かつ容易になる。 発明の効果
[0012] 本発明によれば、回転トルクを大きくすることで、従来の斜接型軸受に比べて広い 調整幅での予圧の調整が可能となり、予圧の付与を正確かつ容易に行い得る。 図面の簡単な説明
[0013] [図 1]本発明を実施するための最良の形態に係るディファレンシャル装置の概略構成 を示す断面図である。
[図 2]ディファレンシャル装置の複列玉軸受部を拡大した断面図である。
[図 3]複列玉軸受部をさらに拡大した断面図である。
[図 4]複列玉軸受の組付け途中の状態を示す断面図である。
[図 5]スラスト荷重と回転トルクとの関係を示すグラフ図である。
符号の説明
1 ディファレンシャノレ装置
2 ディファレンシャルケース
6 ピニ才ンギヤ
7 ピニ才ン車由
10 第一の複列玉軸受
25 第二の複列玉軸受
11 第一の外輪
21 第一の組品
13 第一の内輪
12 第二の外輪
22 第二の組品
14 第二の内輪
28, 29 玉列
30, 31 玉
発明を実施するための最良の形態
[0015] 以下、発明を実施するための最良の形態を、図面を参照して説明する。図 1はディ ファレンシャル装置の概略構成を示す断面図、図 2は複列玉軸受部の拡大断面図で ある。
[0016] 図 1に示すように、ディファレンシャル装置 1は、ディファレンシャルケース 2を有する 。ディファレンシャルケース 2は、フロントケース 3とリャケース 4とを備える。両ケース 3 , 4は、ボルト'ナット 2aの連結により一体化している。フロントケース 3の内部に、玉軸 受装着用の環状壁 27A, 27Bが形成されている。
[0017] ディファレンシャルケース 2は、左右の車輪を差動連動する差動変速機構 5と、一側 にピニオンギヤ 6を有するピニオン軸（ドライブピニオン） 7とを内装している。ピニオン ギヤ 6は、差動変速機構 5のリングギヤ 8に嚙合されている。ピニオン軸 7の軸部 9は、 一側に比べて他側ほど小径となるよう段状に形成されている。
[0018] ピニオン軸 7の軸部 9の一側は、フロントケース 3の環状壁 27Aに、第一の複列玉軸 受 10を介して軸心回りに回転自在に支持されてレ、る。ピニオン軸 7の軸部 9の他側 は、フロントケース 3の環状壁 27Bに、第二の複列玉軸受 25を介して軸心回りに回転 自在に支持されている。
[0019] 図 2に示すように、第一の複列玉軸受 10は斜接型玉軸受であって、環状壁 27Aの 内周面に嵌着される単一の第一の外輪 11と、第一の組品 21とから構成されている。 第一の組品 21がピニオンギヤ側から、軸方向に沿ってピニオンギア 6とは反対側（以 下、反ピニオンギヤ側という）に向けて第一の外輪 11に組付けられており、これにより 、第一の複列玉軸受 10は構成されている。
[0020] 第一の外輪 11は肩おとし外輪の構成を有する。具体的には、第一の外輪 11は、ピ 二オンギヤ側の大径外輪軌道 1 laと反ピニオンギア側の小径外輪軌道 1 lbとを有す る。大径外輪軌道 1 laと小径外輪軌道 1 lbとの間に平面部 1 lcが形成されてレ、る。 平面部 11cは、小径外輪軌道 l ibより大径で大径外輪軌道 11 aに連続する。このよう に、第一の外輪 11の内周面は段状に形成されている。
[0021] 第一の組品 21は、単一の第一の内輪 13と、大径側玉列 15と、小径側玉列 16と、 保持器 19, 20とから構成されている。第一の内輪 13は肩おとし内輪の構成を有する 。具体的には、第一の内輪 13は大径内輪軌道 13aと、小径内輪軌道 13bとを有する 。大径内輪軌道 13aは大径外輪軌道 11aに径方向で対向する。小径内輪軌道 13b は小径外輪軌道 l ibに径方向で対向する。大径内輪軌道 13aと小径内輪軌道 13b との間に平面部 13cが形成されている。平面部 13cは小径内輪軌道 13bより大径で 大径内輪軌道 13aに連続する。このように、第一の内輪 13の外周面は段状に形成さ れている。
[0022] 大径側玉列 15は、ピニオンギア側、すなわち大径外輪軌道 1 laと大径内輪軌道 1 3aとの間に嵌合配置されている。小径側玉列 16は、反ピニオンギア側、すなわち小 径外輪軌道 l ibと小径内輪軌道 13bとの間に嵌合配置されている。
[0023] 第一の複列玉軸受 10では、玉列 15の接触角と、玉列 16の接触角とは、互いに同 じ向きを向いている。換言すれば、玉列 15の接触角による作用線 γ 1と玉列 16の接 触角による作用線 γ 2とにより形成される角度 θ 1 ( θ 1は図示省略）が 0° もしくは鋭 角（0° ≤ Θ 1く 90° )になる向きに、両作用線 γ 1， γ 2は互いに向き合つている。 これは両玉列 15, 16に対して同じ方向（ピニオンギア側から反ピニオンギア側に向 力 方向）に予圧を付与するために採られた構成である。さらには、両作用線 γ 1 , y 2はスラスト面に対して、その外径側が反ピニオンギア側になり、内径側がピニオン側 になる向きに傾いている。つまり、図 2， 3において右肩上がりの向きに両作用線 γ 1 , γ 2は傾いている。保持器 19, 20それぞれは、各玉列 15, 16を構成する玉 17, 1 8を円周方向等配位置に保持している。
[0024] ピニオン軸 7が第一の内輪 13に挿通され、第一の内輪 13の端面が、ピニオンギヤ 6の端面に軸心方向から当接している。そして、第一の内輪 13は、ピニオンギヤ 6の 端面と、ピニオン軸 7の軸部 9の途中に外嵌される予圧設定用の塑性スぺーサ 23と で軸心方向力 挟まれている。
[0025] 第一の複列玉軸受 10において、大径側玉列 15における玉 17の径と、小径側玉列 16における玉 18の径とは互レ、に等しく、各玉歹 U 5, 16のピッチ円直径 Dl, D2は互 いに異なる。すなわち、大径側玉列 15のピッチ円直径 D1は、小径側玉列 16のピッ チ円直径 D2より大きく設定されている。このように第一の複列玉軸受 10は、互いにピ ツチ円直径 Dl， D2の異なる幅列構造（玉列 15， 16)を有している。
[0026] 図 3の拡大断面図に示すように、大径側玉列 15の玉 17それぞれは、組み込み前 の初期状態においては、大径外輪軌道 11aと大径内輪軌道 13aとの間に、所定のラ ジアル隙間ひ 1を空けて配置されている。小径側玉列 16の玉 18それぞれは、組み 込み前の初期状態においては、小径外輪軌道 l ibと小径内輪軌道 13bとの間に、ラ ジアル隙間ひ 1より小さい所定のラジアル隙間 j3 1 (ひ 1 > j3 1)を空けて配置されて いる。
[0027] 第二の複列玉軸受 25は斜接型玉軸受であって、環状壁 27Bの内周面に嵌着され る単一の第二の外輪 12と、第二の組品 22とから構成されている。第二の組品 22が 反ピニオンギア側からピニオンギヤ側へ向けて軸心方向に沿って第二の外輪 12に 組付けられている。
[0028] 第二の外輪 12は肩おとし外輪の構造を有する。具体的には、第二の外輪 12は、ピ 二オンギア側の小径外輪軌道 12aと反ピニオンギア側の大径外輪軌道 12bとを有す る。小径外輪軌道 12aと大径外輪軌道 12bとの間に平面部 12cが形成されてレ、る。 平面部 12cは、小径外輪軌道 12aより大径で大径外輪軌道 12bに連続する。このよう に、第二の外輪 12の内周面は段状に形成されている。
[0029] 第二の組品 22は、単一の第二の内輪 14と、小径側玉列 28と、大径側玉列 29と、 保持器 32, 33とから構成されている。第二の内輪 14は肩おとし内輪の構造を有する 。具体的には、第二の内輪 14は小径内輪軌道 14aと、大径内輪軌道 14bとを有する 。小径内輪軌道 14aは小径外輪軌道 12aに径方向で対向する。大径内輪軌道 14b は大径外輪軌道 12bに径方向で対向する。小径内輪軌道 14aと大径内輪軌道 14b との間に平面部 14cが形成されている。平面部 14cは大径内輪軌道 14bより小径で 小径内輪軌道 14aに連続する。このように、第一の内輪 14の外周面は段状に形成さ れている。
[0030] ピニオン軸 7は第二の内輪 14に挿通されている。第二の内輪 14は、予圧設定用の 塑性スぺーサ 23と遮蔽板 37とで軸心方向力 挟まれている。
[0031] 小径側玉列 28は、ピニオンギヤ側、すなわち小径外輪軌道 12aと小径内輪軌道 1 4aとの間に嵌合配置されている。大径側玉列 29は、反ピニオンギヤ側、すなわち大 径外輪軌道 12bと大径内輪軌道 14bとの間に嵌合配置されている。
[0032] 第二の複列玉軸受 25では、玉列 28の接触角と、玉列 29の接触角とは、互いに同 じ向きを向いている。換言すれば、玉列 28の接触角による作用線 γ 3と玉列 29の接 触角による作用線 γ 4とにより形成される角度 θ 2 ( Θ 2は図示省略）が 0° もしくは鋭 角（0° ≤ Θ 2く 90° )になる向きに、両作用線 γ 3， γ 4は互いに向き合つている。 これは両玉列 28, 29に対して同じ方向（反ピ二オンギア側からピニオンギア側に向 力う方向）に予圧を付与するために採られた構成である。さらには、両作用線 γ 3, γ 4はスラスト面に対して、その外径側がピニオンギア側になり、内径側が反ピニオン側 になる向きに傾いている。つまり、図 2, 3において右肩下がりの向きに両作用線は傾 いている。保持器 32, 33それぞれは、各玉列 28， 29を構成する玉 30， 31を円周方 向等配位置に保持している。
[0033] このように、第一の複列玉軸受 10の作用線 γ 1 , γ 2は、スラスト面に対して、その 内径側がピニオンギア側になっており、第二の複列玉軸受 25の作用線 γ 3， γ 4は、 スラスト面に対して、その外径側がピニオンギア側になっており、両軸受 10, 25にお ける接触角による作用線の傾きは互いに逆になつている。これは両軸受 10, 25の予 圧付与方向を互いに逆にするために採られた構成である。
[0034] 第二の複列玉軸受 25において、小径側玉列 28における玉 30の径と、大径側玉列 29における玉 31の径とは互レヽに等しく、各玉歹 IJ28, 29のピッチ円直径 D3， D4は互 いに異なる。すなわち、大径側玉列 28のピッチ円直径 D3は、小径側玉列 29のピッ チ円直径 D4より小さく設定されている。このように第二の複列玉軸受 25は、互いにピ ツチ円直径 D3, D4の異なる幅列構造（玉列 28, 29)を有している。
[0035] 図 3の拡大断面図に示すように、小径側玉列 28の玉 30それぞれは、組み込み前 の初期状態においては、小径外輪軌道 12aと小径内輪軌道 14aとの間に、所定のラ ジアル隙間 α 2を介して配置されている。大径側玉列 29の玉 31それぞれは、組み込 み前の初期状態においては、大径外輪軌道 12bと大径内輪軌道 14bとの間に、ラジ アル隙間 α 2より小さい所定のラジアル隙間 2 ( α 2 > 2)を空けて配置されてい る。
[0036] フロントケース 3の外壁と一側の環状壁 27Aとの間に、オイル循環路 40が形成され ている。オイル循環路 40のオイル入口 41は、オイル循環路 40のリングギヤ 8側に開 口され、オイノレ循環路 40のオイノレ出口 42は、環状壁 27A, 27B間に開口されている
[0037] ディファレンシャル装置 1は、コンパニォ 有する。コンパニオンフラン ジ 43は、胴部 44と、胴部 44に一体的に形成さ 、 45とを有する。
[0038] 胴部 44は、ピニオン軸 7の軸部 9の他側、 図示省略)側に 外嵌されるものである。遮蔽板 37は、胴部 44の一側端面と第二の複列玉軸受 25の 第二の内輪 14端面との間に介装されている。
[0039] 胴部 44の外周面とフロントケース 3の他側開口内周面との間に、オイルシール 46が 配置されている。フロントケース 3の他側開口部にシール保護カップ 47が取付けられ ている。オイルシール 46はシール保護カップ 47により覆われている。軸部 9の他側 外端部にねじ部 48が形成されている。ねじ部 48は、フランジ部 45の中心凹部 43aに 突出している。ねじ部 48に、ナット 49が螺着されている。ねじ部 48にナット 49が螺着 されることで、第一の複列玉軸受 10の第一の内輪 13と第二の複列玉軸受 25の第二 の内輪 14とが、ピニオンギヤ 6の端面とコンパニオンフランジ 43の端面との間で軸心 方向に挟み込まれており、遮蔽板 37および塑性スぺーサ 23を介して第一の複列玉 軸受 10、および第二の複列玉軸受 25に所定の予圧が付与されている。
[0040] このような構成を有するディファレンシャル装置 1では、ディファレンシャルケース 2 内に、潤滑用オイル 50が運転停止状態において所定のレベル Lにて貯留されてい る。潤滑用オイル 50は、運転時にリングギヤ 8の回転に伴って跳ね上げられ、フロント ケース 3内のオイル循環路 40を通って第一の複列玉軸受 10および第二の複列玉軸 受 25の上部に供給されるように導かれる。これにより、潤滑用オイル 50は、第一の複 列玉軸受 10および第二の複列玉軸受 25を潤滑するようディファレンシャルケース 2 内を循環する。
[0041] 次に図 4の部分断面図を参照して、ディファレンシャル装置 1の組立方法を説明す る。ディファレンシャル装置 1の組立てに際して、第一の複列玉軸受 10と第二の複列 玉軸受 25とを予め組立てる。第一の複列玉軸受 10の組立てに際しては、前述したよ うに、ラジアル隙間 [3 1がラジアル隙間ひ 1より小さくなるように調節しておく。具体的 には、上記隙間状態になるように、第一の複列玉軸受 10の各部品を形成したうえで 、さらに、組立てによりその隙間が所定の隙間状態になるように各部品の形状を調整 しておく。
[0042] 第二の複列玉軸受 25の組立てに際しては、小径側玉列 28と、小径外輪軌道 12a および小径内輪軌道 14aとの間の隙間を、前述のようにラジアル隙間 β 2がラジアル 隙間ひ 2より小さくなるよう調節しておく。具体的には、上記隙間状態になるように、第 二の複列玉軸受 25の各部品を形成したうえで、さらに組立てによりその隙間が所定 の隙間状態になるように各部品の形状を調整しておく。
[0043] 以上の調整および準備を実施したのち、第一の複列玉軸受 10を第一の外輪 11と 第一の組品 21とに分解し、第二の複列玉軸受 25を第二の外輪 12と第二の組品 22 とに分解する。そのうえで、第一の複列玉軸受 10および第二の複列玉軸受 25をディ ファレンシャル装置 1に組付ける。具体的には、まず、第一の外輪 11と第二の外輪 1 2とを、それぞれ環状壁 27A, 27Bに圧入する。すなわち、フロントケース 3とリャケ一 ス 4とを未だ分離させた状態で、第一の外輪 11を、フロントケース 3に組込んで、フロ ントケース 3の一側開口から環状壁 27Aに形成されている段部に当たるまで第一の 外輪 11を軸心方向に圧入する。また、第二の外輪 12を、フロントケース 3の他側開口 から、環状壁 27Bに形成されている段部に当たるまで軸心方向に圧入する。
[0044] 一方、第一の組品 21 (具体的には、第一の内輪 13)をピニオン軸 7に揷通させる。
そして、第一の組品 21がピニオン軸 7の軸部 9のピニオンギヤ 6側に位置するように、 第一の組品 21をピニオン軸 7に組付ける。
[0045] さらに、第一の組品 21を取付けたピニオン軸 7を、その小径側からフロントケース 3 の一側開口に挿入する。その際、第一の組品 21の小径側玉列 16の玉 18が第一の 外輪 11の小径外輪軌道 l ibに嵌合するようにピニオン軸 7を挿入する。さらには、大 径側玉列 15の玉 17が第一の外輪 11の大径外輪軌道 11aに嵌合するようにピニオン 軸 7を挿入する。このような組付けが可能となるように、小径側の玉列 18が、大径側 の玉列 16より挿通方向奥側（反ピ二オンギア側）に配置されている。
[0046] 次に、塑性スぺーサ 23を、フロントケース 3の他側開口力らピニオン軸 7の軸部 9に 外嵌揷入する。続いて、第二の組品 22 (具体的には、第二の内輪 14)をフロントケー ス 3の他側開口からピニオン軸 7の軸部 9に外嵌揷入する。このような外嵌揷入が可 能となるように、小径側の玉列 28が、大径側の玉列 29より揷通方向奥側（ピニオンギ ァ側）に配置されている。
[0047] その後、遮蔽板 37をフロントケース 3の他側開口からピニオン軸 7の軸部 9に揷通 する。さらに、オイルシール 46をフロントケース 3の他側開口からピニオン軸 7の軸部 9に装着する。シール保護カップ 47をフロントケース 3の他側開口部に取付ける。シ ール保護カップ 47にコンパニオンフランジ 43の胴部 44を挿通させてその端面を遮 蔽板 37に当接させる。続いて、ねじ部 48にナット 49を螺着する。これにより、第一の 複列玉軸受 10、および第二の複列玉軸受 25にスラスト荷重が負荷され、所定の予 圧が付与される。予圧の付与方向は、次のようになる。第一の複列玉軸受 10に対し ては、ピニオンギア側から反ピニオンギア側に向力 方向に沿って予圧が付与される 。第二の複列玉軸受 25に対しては、反ピニオンギア側からピニオンギア側に向かう 方向に沿って予圧が付与される。このように、第一、第二の複列玉軸受 10, 25では、 予圧の付与方向が互いに逆になる。
[0048] ここで、ディファレンシャル装置 1では、ラジアル隙間 β 1がラジアル隙間ひ 1より小 さく設定されている。そのため、第一の複列玉軸受 10に予圧付与用のスラスト荷重が 付与される際には、大径側玉列 15の玉 17が軌道 11a, 13aに嵌合するよりも先に、 小径側玉列 16の玉 18が所定の接触角をもって軌道 l lb, 13bに嵌合して回転トルク が生じる。
[0049] 同様に、ディファレンシャル装置 1では、ラジアル隙間 β 2がラジアル隙間 α 2より小 さく設定されている。そのため、第二の複列玉軸受 25に予圧付与用のスラスト荷重が 付与される際には、小径側玉列 28の玉 30が軌道 12a, 14aに嵌合するよりも先に、 大径側玉列 29の玉 31が所定の接触角をもって軌道 12b, 14bに嵌合して回転トルク が生じる。
[0050] 第一の複列玉軸受 10や第二の複列玉軸受 25では、以上の初期回転トルクが得ら れたのち、さらに大きなスラスト荷重を負荷させて必要な予圧が付与されることになる 。以下、説明する。
[0051] 初期回転トルクが生じている状態においては、上述したように、第一の複列玉軸受 10では、小さい隙間側であるラジアル隙間 β 1がつまって小径側玉列 16の玉 18と小 径外輪軌道 l ib,小径内輪軌道 13bとが既に所定の接触角をもって嵌合している。ま た、第二の複列玉軸受 25では、小さい隙間側であるラジアル隙間 β 2がつまって大 径側玉列 29の玉 31と軌道 12b, 14bとが所定の接触角をもって嵌合している。
[0052] この状態で第一の複列玉軸受 10および第二の複列玉軸受 25にさらにスラスト荷重 を負荷させると、今度は第一の複列玉軸受 10では、大きい隙間側であるラジアル隙 間 a lがつまり、大径側玉列 15の玉 17それぞれと軌道 11a, 13aとが所定の接触角 をもって嵌合して回転トルクが生じる。同様に、第二の複列玉軸受 25では、大きい隙 間側であるラジアル隙間 α 2がつまり、小径側玉列 28の玉 30それぞれと軌道 12a, 1 4aとが所定の接触角をもって嵌合して回転トルクが生じる。
[0053] 以上のようにして、各玉列で嵌合タイミングを微妙にずらすことにより、第一の複列 玉軸受 10では、玉列 16だけで選択的に回転トルクが得られたのち、時間をずらせて 玉列 15、 16の回転トルクを合成してなる回転トルクが得られることになる。同様に、第 二の複列玉軸受 25では、玉列 29だけで選択的に回転トルクが得られたのち、時間 をずらせて玉列 28、 29の回転トルクを合成してなる回転トルクが得られることになる。 これにより、得られる最大回転トルクが大きくなつて、調整可能なトルク幅が広がる。し たがって、その分、予圧設定の調整幅が大きくなつて、予圧管理が容易になる。
[0054] 図 4のグラフ図は、斜接型複列玉軸受に付与するスラスト荷重 S (予圧）と、そのスラ スト荷重 Sに対応する回転トルク Tとの関係を示す。斜接型複列玉軸受に付与される スラスト荷重 Sは、回転トルク Tを計測することで知ることができる。
[0055] この図では、従来の斜接型複列玉軸受（各列のピッチ円直径が互いに異なる複列 玉軸受）の場合を破線 60で示し、本願発明の第一および第二の複列玉軸受 10， 25 (各列のピッチ円直径が互いに異なる斜接型複列玉軸受）の場合を実線 61で示して いる。破線 60の傾きと実線 61との傾きとでは、実線 61の傾きの方が大きい。その理 由は次の通りである。
[0056] 上述のように第一の複列玉軸受 10では、小径側玉列 16の玉 18と軌道 l ib, 13bと を先に嵌合させて初期回転トルクを発生させたのち、大径側玉列 15の玉 17と軌道 1 la, 13aとを嵌合させてさらに回転トルクを発生させている。
[0057] 同様に、第二の複列玉軸受 25では、大径側玉列 29の玉 31と軌道 12b， 14bとを 先に嵌合させて初期回転トルクを発生させたのち、小径側玉列 28の玉 30と軌道 12a ，14aとを嵌合させてさらに回転トルクを発生させている。
[0058] これにより、両列の玉を同時に軌道に嵌合させるようにした従来の斜接型複列玉軸 受に比べて回転トルクを大きく設定できるとともに、設定するトノレクの幅を広くすること ができ、それにより、実線 61の傾きは破線 60の傾きより大きくなる。 [0059] ここで、例えばスラスト荷重 Sとして S2値を得ようとする場合を、図 5のグラフ図を参 照して説明する。実線 61の傾きが破線 60の傾きに比べて大きいために、破線 60 (従 来例）では、 S2値に対応する回転トルク Tの調整幅は T1となるのに対して本願発明 の第一，第二の複列玉軸受 10, 25それぞれでは、回転トルク Tの調整幅は T2となる 。つまり、 T2 >T1となる。したがって、同じ予圧を得るためにスラスト荷重 S2を負荷し た場合、従来の斜接型複列玉軸受に比べて本発明の第一，第二の複列玉軸受 10， 25の方が広い調整幅での調整が可能となり、予圧の付与を正確かつ容易に行い得 る。
[0060] また、負荷するスラスト荷重 S2を、許容範囲を考慮して S1から S3の範囲とした場合 を考察する。この場合、図 5に示すように、従来の斜接型複列玉軸受での回転トルク Τの調整レンジは Τ3となり、本発明の第一，第二の複列玉軸受 10, 25での回転トノレ ク Τの調整レンジは Τ4となって、 Τ4 >Τ3である。つまり、この場合でも、同じ予圧を 得ようとする場合、従来の複列玉軸受に比べて本発明の複列玉軸受 10， 25の方が 広い調整レンジでの調整が可能となり、スラスト荷重 S (予圧）の付与を正確かつ容易 に行い得る。

Claims

請求の範囲
[1] 内外輪の軌道間に、軸方向複列の玉を介装と、一方列の玉とこの玉が転動する軌 道との間の内部隙間と、他方列の玉とこの玉が転送する軌道との間の内部隙間とが 、互い異なる、
斜接型複列玉軸受。
[2] 前記内部隙間がラジアル隙間である、
請求項 1の斜接型複列玉軸受。
[3] 両列の玉のピッチ円直径が相異なる、
請求項 1の斜接型複列玉軸受。
[4] 一方列側の前記玉の接触角と、他方列側の前記玉の接触角とは互いに同じ向きを 向いている、
請求項 1の斜接型複列玉軸受。
[5] 内外輪の軌道間に内部隙間をもって複列の玉を配置してなる斜接型複列玉軸受 の予圧付与方法であって、
一方列の玉とこの玉が転動する内外輪の一方列側の起動との間の内部隙間と、他 方列の玉とこの玉が転動する内外輪の他方列側の起動との間の内部隙間とを互い に異ならせたうえで、
前記内外輪に負荷をかけて順次前記内部隙間をつめて前記内外輪に予圧を付与 する、
斜接型複列玉軸受の予圧付与方法。
[6] 前記内部隙間はラジアル隙間であり、
前記内外輪にスラスト荷重を負荷させて予圧を付与する、
請求項 5の斜接型複列玉軸受の予圧付与方法。
[7] 両列の玉のピッチ円直径が相異なる、
請求項 5の斜接型複列玉軸受の予圧付与方法。
[8] 一方列側の玉の接触角と、他方列側の前記玉の接触角とは互いに同じ向きを向い ている、
請求項 5の斜接型複列玉軸受の予圧付与方法。
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Families Citing this family (14)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE202004001454U1 (de) * 2004-01-31 2004-04-01 Ab Skf Zweireihiges Wälzlager
JP4862458B2 (ja) 2006-04-03 2012-01-25 株式会社ジェイテクト ピニオン軸支持用複列転がり軸受およびこれを備えた転がり軸受装置
JP4948063B2 (ja) * 2006-07-14 2012-06-06 Ｎｔｎ株式会社 車輪用軸受装置
US8341843B2 (en) 2006-09-14 2013-01-01 Nsk Ltd. Method for manufacturing wheel supporting rolling bearing unit and method for inspecting double row rolling bearing unit
JP4940847B2 (ja) * 2006-09-14 2012-05-30 日本精工株式会社 車輪支持用転がり軸受ユニットの製造方法
JP5011025B2 (ja) * 2007-08-16 2012-08-29 株式会社アンテックス 複列４点接触玉軸受
EP2503168B1 (en) * 2009-11-19 2018-07-04 NSK Ltd. Rotation support device for pinion shaft
US8794843B2 (en) 2009-11-19 2014-08-05 Nsk Ltd. Rotation support device for pinion shaft
JP5862162B2 (ja) * 2011-09-27 2016-02-16 日本精工株式会社 タンデムアンギュラ型玉軸受
JP5966851B2 (ja) * 2012-10-23 2016-08-10 日本精工株式会社 車輪支持用ハブユニット
WO2014182307A1 (en) 2013-05-10 2014-11-13 Roller Bearing Company Of America, Inc. Double row preloaded ball bearing with spacer balls
JP6459370B2 (ja) * 2014-04-10 2019-01-30 株式会社ジェイテクト 駆動ユニット及び駆動モジュール
US20160281785A1 (en) * 2015-03-23 2016-09-29 Amarillo Gear Company Llc Device and method for setting a bearing
FR3101373B1 (fr) * 2019-09-27 2021-10-08 Safran Aircraft Engines Ensemble de soufflante de turbomachine comprenant un roulement à rouleaux et un roulement à double rangée de billes à contact oblique

Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH0566328U (ja) * 1992-02-19 1993-09-03 光洋精工株式会社 直動形ガイド装置の駆動機構
JP2002523710A (ja) * 1998-08-29 2002-07-30 イナーシエツフレル コマンディートゲゼルシャフト 自動車用トランスファー
JP2003314541A (ja) * 2002-04-19 2003-11-06 Koyo Seiko Co Ltd 複列転がり軸受

Family Cites Families (20)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US1325113A (en) * 1919-12-16 Ball-bearing
GB206606A (en) * 1922-08-16 1923-11-15 Henry Marles Improvements in ball bearings
DE497760C (de) * 1926-09-23 1930-05-14 Auto Machinery Co Ltd Zweireihiges Kugellager
DE3503215A1 (de) * 1985-01-31 1986-08-07 Schaeffler Wälzlager GmbH, 6650 Homburg Schraegkugellager und verfahren zum zusammenbau eines solchen schraegkugellagers
DE3540224A1 (de) * 1985-11-13 1987-05-14 Kugelfischer G Schaefer & Co Zweireihiges schraegkugellager
JP2882105B2 (ja) * 1991-06-28 1999-04-12 日本精工株式会社 転がり軸受の予圧を測定する方法と装置
JPH0566328A (ja) 1991-09-06 1993-03-19 Japan Aviation Electron Ind Ltd 光フアイバコードに光コネクタを取付ける方法
US5509198A (en) * 1992-02-24 1996-04-23 Nsk Ltd. Preloading method for preload-adjustable rolling bearing and manufacture of the same
US6394657B1 (en) * 1993-02-22 2002-05-28 Nsk Ltd. Preloading method for preload-adjustable rolling bearing and manufacture of the same
US5795037A (en) * 1994-03-01 1998-08-18 Hub Nut Corporation Controlled position axle nut system and method to preload tapered roller bearings
JP3648919B2 (ja) * 1996-05-27 2005-05-18 日本精工株式会社 軸受の予圧測定方法および測定装置
US6824489B2 (en) 1998-08-29 2004-11-30 Ina-Schaeffler Kg Differential for a motor vehicle
US6715923B2 (en) * 2000-01-06 2004-04-06 Nsk Ltd. Double row bearing device
JP2002327738A (ja) * 2001-05-08 2002-11-15 Koyo Seiko Co Ltd 複列アンギュラ玉軸受の予圧測定方法および予圧測定装置
JP2003156128A (ja) 2001-11-20 2003-05-30 Koyo Seiko Co Ltd ピニオン軸支持用軸受装置
DE10239742B4 (de) * 2002-05-10 2011-07-28 Schaeffler Technologies GmbH & Co. KG, 91074 Einseitig belastbares Doppelschrägkugellager
DE10325584A1 (de) * 2002-06-18 2004-03-11 Ntn Corp. Radlagervorrichtung
JP2004162729A (ja) * 2002-09-24 2004-06-10 Minebea Co Ltd 複列玉軸受および複列玉軸受の予圧付与方法
US7059777B2 (en) * 2002-09-30 2006-06-13 Koyo Seiko Co., Ltd. Assembly for ball bearing with double raceway and method of manufacturing ball bearing with double raceway
JP4285017B2 (ja) * 2002-12-19 2009-06-24 株式会社ジェイテクト ディファレンシャル装置

Patent Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH0566328U (ja) * 1992-02-19 1993-09-03 光洋精工株式会社 直動形ガイド装置の駆動機構
JP2002523710A (ja) * 1998-08-29 2002-07-30 イナーシエツフレル コマンディートゲゼルシャフト 自動車用トランスファー
JP2003314541A (ja) * 2002-04-19 2003-11-06 Koyo Seiko Co Ltd 複列転がり軸受

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See also references of EP1719926A4 *

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