WO2006112378A1 - 円筒ころ軸受 - Google Patents

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WO2006112378A1
WO2006112378A1 PCT/JP2006/307908 JP2006307908W WO2006112378A1 WO 2006112378 A1 WO2006112378 A1 WO 2006112378A1 JP 2006307908 W JP2006307908 W JP 2006307908W WO 2006112378 A1 WO2006112378 A1 WO 2006112378A1
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cylindrical roller
rolling
cylindrical
inner ring
outer ring
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PCT/JP2006/307908
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French (fr)
Inventor
Kenji Fujii
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Thk Co., Ltd.
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C19/00—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement
    • F16C19/22—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing rollers essentially of the same size in one or more circular rows, e.g. needle bearings
    • F16C19/34—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing rollers essentially of the same size in one or more circular rows, e.g. needle bearings for both radial and axial load
    • F16C19/38—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing rollers essentially of the same size in one or more circular rows, e.g. needle bearings for both radial and axial load with two or more rows of rollers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C19/00—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement
    • F16C19/22—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing rollers essentially of the same size in one or more circular rows, e.g. needle bearings
    • F16C19/34—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing rollers essentially of the same size in one or more circular rows, e.g. needle bearings for both radial and axial load
    • F16C19/36—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing rollers essentially of the same size in one or more circular rows, e.g. needle bearings for both radial and axial load with a single row of rollers
    • F16C19/361—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing rollers essentially of the same size in one or more circular rows, e.g. needle bearings for both radial and axial load with a single row of rollers with cylindrical rollers
    • F16C19/362—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing rollers essentially of the same size in one or more circular rows, e.g. needle bearings for both radial and axial load with a single row of rollers with cylindrical rollers the rollers being crossed within the single row
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C2300/00—Application independent of particular apparatuses
    • F16C2300/10—Application independent of particular apparatuses related to size
    • F16C2300/14—Large applications, e.g. bearings having an inner diameter exceeding 500 mm

Definitions

  • the present invention is used, for example, in turning parts of industrial robots, various machine tools, various medical devices, and the like, and includes a rolling path of cylindrical rollers between an inner ring and an outer ring, and is arranged in each rolling path.
  • This invention relates to a cylindrical roller bearing of this type in which the rotating shaft of the cylindrical roller is inclined with respect to the rotating shafts of the inner ring and the outer ring.
  • a rolling path is formed between an outer ring and an inner ring, and a large number of cylindrical rollers are arranged on the rolling path, which is accompanied by relative rotational movement of the inner ring and the outer ring.
  • the cylindrical roller revolves while rotating in a rolling path.
  • the rotating shaft of the cylindrical roller is inclined with respect to the rotating shafts of the inner ring and the outer ring. Things are known.
  • the cross roller bearing disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. 9-14271 or the like, and the double row cylindrical roller bearing disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. 5-44720, Japanese Patent Laid-Open No. 2002-13540, or the like are of this type. It corresponds to.
  • a V-shaped rolling groove is formed on the inner peripheral surface of the outer ring, while a V-shaped rolling groove is formed on the outer peripheral surface of the inner ring. These rolling grooves are formed by these rolling grooves facing each other.
  • a large number of cylindrical rollers arranged in the rolling path are also composed of two group forces in which the direction of the load intersects 90 degrees, and the cylindrical rollers of each group are alternately arranged in the rolling path.
  • the cross roller bearing can be loaded with an axial load acting from a direction parallel to the rotation axis of the inner ring and the outer ring, or a radial load acting from a direction perpendicular to the rotating axis.
  • this double row cylindrical roller bearing can be loaded with an axial load acting from a direction parallel to the rotating shafts of the inner ring and the outer ring and a radial load acting from a direction perpendicular to the rotating shaft that is applied. .
  • the shape of a cylindrical roller generally used for this type of cylindrical roller bearing is determined by Japanese Industrial Standard ZJI S B1506, and the ratio of the length L in the rotation axis direction to the diameter d is less than 3 (LZd ⁇ 3) is called a cylindrical roller.
  • LZd ⁇ 3 the ratio of the length L in the rotation axis direction to the diameter d is less than 3
  • Patent Document 1 JP-A-9-14271
  • Patent Document 2 JP-A-5-44720
  • Patent Document 3 Japanese Patent Laid-Open No. 2002-13540
  • Non-Patent Document 1 Japanese Industrial Standard ZJIS B1506
  • each cylindrical roller has a rolling surface of the inner ring and the outer ring.
  • the resistance caused by sliding friction also acts on the rolling of the cylindrical roller in the rolling path, and when the inner ring and the outer ring are relatively rotated, This causes a loss of kinetic energy due to friction (hereinafter referred to as “friction torque”). Therefore, when a cylindrical roller bearing is used to support high-speed rotational motion, reduction of the friction torque is an important issue.
  • LZd l.
  • the present invention has been made in view of such problems, and the object of the present invention is to avoid shortening the bearing life due to a decrease in load capacity, while preventing the inner ring or outer ring from being shortened.
  • the aim is to provide a cylindrical roller bearing that is suitable for high-speed rotation support by reducing friction torque during rotation.
  • Another object of the present invention is to provide a cylindrical roller shaft that can suppress an increase in friction torque during low-speed rotation of the inner ring or outer ring and reduce energy loss during low-speed rotation. It is to provide the reception.
  • the cylindrical roller bearing of the present invention an outer ring having a substantially V-shaped rolling groove formed on the inner peripheral surface, an inner ring having a substantially V-shaped rolling groove formed on the outer peripheral surface, A rolling path in which the outer ring-side rolling groove and the inner ring-side rolling groove are formed to face each other, and the rotation axis is arranged in the rolling path with the rotation axis inclined with respect to the rotation axis of the inner ring and the outer ring.
  • Each cylindrical roller is set to 1 for L / d, where L is the length in the direction of the axis of rotation and d is the diameter.
  • the sliding speed that each cylindrical roller generates with respect to the rolling surfaces of the inner ring and the outer ring is such that if the sliding speed is 0 at the center of the cylindrical roller length, the sliding speed increases as it approaches the end face of the cylindrical roller.
  • the maximum sliding speed that each cylindrical roller generates with respect to the rolling surface of the cylindrical roller is suppressed.
  • the cylindrical roller bearing of the present invention energy loss caused by sliding friction between the rolling surfaces of the inner ring and outer ring and the cylindrical roller can be suppressed, and the friction torque in the relative rotational motion of the inner ring and outer ring is reduced. It is something that can be done. As a result, the cylindrical roller bearing of the present invention is more suitable for high-speed rotation support.
  • each cylindrical roller and the rolling contact surface between the inner ring and the outer ring are operated at a low speed. Even if the oil film is thin, the increase in sliding friction between them can be suppressed, and the increase in friction torque during low-speed operation can be suppressed. That is, according to the present invention, it is possible to reduce the friction torque in all speed ranges from low speed operation to high speed operation, and it is possible to achieve a rotational motion with little energy loss.
  • the load capacity of each cylindrical roller is more dependent on the diameter d than the length L in the direction of the rotation axis. Even if it is set to, the load capacity of the cylindrical roller will not drop drastically. If the length d is shortened and the diameter d is slightly increased from the decrease in L, the load capacity can be set to 1 without reducing the load capacity. That is, according to the present invention, the friction torque can be reduced. It is possible to avoid shortening the bearing life due to a decrease in the load capacity.
  • FIG. 1 is a perspective view showing a first embodiment in which the present invention is applied to a cross roller bearing.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view of the cross roller bearing according to the embodiment along the rotational axis direction.
  • FIG. 3 is a cutaway plan view showing a cross roller structure of cylindrical rollers arranged in a rolling path.
  • FIG. 4 is a perspective view showing an accommodation state of cylindrical rollers in a rolling path.
  • FIG. 5 is a graph showing the relationship between the rotational speed of the inner ring and the friction torque.
  • FIG. 6 is a perspective view showing a second embodiment in which the present invention is applied to a double row cylindrical roller bearing.
  • FIG. 7 is a cross-sectional view of the double row cylindrical roller bearing according to the embodiment along the rotational axis direction.
  • FIG. 8 is a perspective view showing an accommodation state of the cylindrical rollers in the rolling path.
  • FIG. 1 and FIG. 2 are a perspective view and a sectional view showing a first embodiment in which the present invention is applied to a cross roller bearing.
  • the cross roller bearing includes an inner ring 1, an outer ring 2, and a large number of cylindrical rollers 3 arranged between the inner ring 1 and the outer ring 2.
  • outer ring 2 are combined to be relatively rotatable.
  • a rolling groove 10 having a substantially V-shaped cross section is formed on the outer peripheral surface of the inner ring 1.
  • the rolling groove 10 is formed by two rolling surfaces 10a and 10b intersecting at right angles to each other, and each rolling surface 10a and 10b is inclined 45 degrees with respect to the rotation axis m of the inner ring 1.
  • the inner ring 1 is formed with a mounting hole 11 for a fixing bolt (not shown) so as to penetrate the inner ring 1 in the direction of the rotation axis m.
  • a rolling groove 20 having a substantially V-shaped cross section is also formed on the inner peripheral surface of the outer ring 2, and this rolling groove 20 faces the rolling groove 10 of the inner ring 1.
  • the rolling groove 20 on the outer ring 2 side also has two rolling grooves.
  • the running surfaces 20a and 20b are formed by crossing at right angles to each other, and each rolling surface 20a and 2 Ob is inclined 45 degrees with respect to the rotation axis m of the outer ring 2.
  • the outer ring 2 is formed with a mounting hole 21 for a fixing bolt (not shown) so as to penetrate the outer ring 2 in the direction of the rotation axis m.
  • the rolling groove 10 on the inner ring 1 side and the rolling groove 20 on the outer ring 2 side face each other to form an annular rolling path 30.
  • the cylindrical rollers 3 are arranged in the rolling path 30, and when the inner ring 1 and the outer ring 2 rotate relatively, they revolve while rotating in the rolling path 30.
  • One cylindrical roller 3a rolls with a load between the rolling surface 10a on the inner ring 1 side and the rolling surface 20a on the outer ring 2 side, and the other cylindrical roller 3b rolls on the rolling surface 10b on the inner ring 1 side. Rolling with a load between the outer ring 2 and the rolling surface 20b on the outer ring 2 side. That is, these cylindrical rollers 3a and 3b are arranged in the rolling path 30 with a cross roller structure. For this reason, the load acting directions on the cylindrical rollers 3a and 3b are orthogonal to each other, and the load acting directions on the respective cylindrical rollers 3a and 3b are inclined by 45 degrees with respect to the rotation axis m of the inner ring 1 and the outer ring 2. is doing.
  • the axial load acting along the rotation axis m of the inner ring 1 and the outer ring 2 and the radial load acting from the direction orthogonal to the powerful rotation axis m are considered from all directions.
  • a load acting on the inner ring 1 or the outer ring 2 can be applied.
  • a spacer 4 is interposed between the cylindrical roller 3 a and the cylindrical roller 3 b that are adjacent along the circumferential direction of the rolling path 30.
  • the spacer 4 is provided with a holding seat that is slidably contacted with the circumferential surface of the cylindrical rollers 3a and 3b. By holding it, the aligned state of the cylindrical rollers 3a and 3b in the rolling path 30 is maintained.
  • the spacer 4 prevents sliding contact between the cylindrical roller 3a and the cylindrical roller 3b, prevents early wear of the cylindrical rollers 3a and 3b, and prevents an increase in slip resistance.
  • the outer ring 2 is divided into two rings at the center of the rolling groove 20 having a substantially V-shaped cross section. After the cylindrical rollers 3 and the spacers 4 are arranged on the runway 30, these rings are connected to complete the outer ring 2.
  • an insertion hole is provided in the outer ring, and the cylindrical roller and the spacer are provided in the insertion hole force rolling path. It may be configured to insert them sequentially.
  • each cylindrical roller has a length in the direction of its rotation axis L.
  • LZd l
  • Fig. 5 is a graph showing the result of calculation of the magnitude of the friction torque when the outer ring 2 is fixed and the inner ring 1 is rotated.
  • the horizontal axis indicates the rotational speed of the inner ring, and the vertical axis indicates The magnitude of the friction torque is shown.
  • the friction torque can be reduced by about 20 to 25% over the range of the rotational speed of the inner ring 1 of 200 to 1700 rpm compared to the conventional cross roller bearing.
  • the length of each cylindrical roller 3 in the rotation axis direction is shortened, and the slip between the cylindrical roller 3 and the rolling surfaces 10a, 10b, 20a, 20b is reduced, and this slip is caused. This is thought to be due to the reduced friction torque.
  • the friction torque is a force that gradually decreases as the rotational speed of the inner ring 1 decreases.
  • the friction torque increases at a rotational speed of the inner ring 1 of 300 rpm or less.
  • Force Generated In the cross roller bearing of the present invention such an increase in friction torque is not recognized, and the friction torque decreases as the inner ring rotational speed decreases.
  • the oil film between the cylindrical roller 3 and the rolling surfaces 10a, 10b, 20a, 20b becomes thinner, so the surface roughness of the cylindrical roller 3 and the rolling surfaces 10a, 10b, 20a, 20b Therefore, it is considered that the friction torque increases in the conventional cross roller bearing during low speed operation.
  • the slip itself between the cylindrical roller 3 and the rolling surfaces 10a, 10b, 20a, 2 Ob is reduced, the tail oil film becomes thin and the cylindrical roller 3 Even if the surface roughness of the rolling surfaces 10a, 10b, 20a, and 20b interferes with each other, the increase in the friction torque itself can be suppressed, so that the friction torque during low-speed rotation decreases the rotational speed. It seems that it decreases with time.
  • the two cylindrical rollers 3 and 3 stacked in the rolling path 30 to form the assembled cylindrical roller 31 are further independent of the rolling surface 10a in the powerful rolling path 30.
  • 10b, 20a and 20b are rotated to rotate, and a slight difference in rotation occurs between these two cylindrical rollers 3 and 3.
  • sliding friction occurs between the end surfaces of the two cylindrical rollers 3 and 3 in contact with each other, and it is considered that energy loss due to this friction also occurs.
  • the load acting in the direction of its rotation axis is small, and the slip rate between the end surface of the cylindrical roller 3 and the rolling surfaces 10a, 10b, 20a, 20b is 50% or more.
  • the slip rate between the end faces is as small as 4%, the energy loss due to sliding friction between the two stacked cylindrical rollers 3 and 3 is negligibly small. Conceivable.
  • 6 and 7 are a perspective view and a cross-sectional view showing a second embodiment in which the present invention is applied to a double-row cylindrical roller bearing.
  • This double-row cylindrical roller bearing is composed of an inner ring 6, an outer ring 7, and a large number of cylindrical rollers 8 arranged between the inner ring 6 and the outer ring 7. 6 and outer ring 7 are combined in a relatively rotatable manner.
  • Two rows of rolling grooves 60 having a substantially V-shaped cross section are formed on the outer peripheral surface of the inner ring 6 at intervals in the axial direction.
  • Each rolling groove 60 has a rolling surface 60 a of the roller, and each rolling surface 60 a is inclined 45 degrees with respect to the rotation axis m of the inner ring 6.
  • the inner ring 6 is formed with a mounting hole 61 for a fixing bolt 62 so as to penetrate the inner ring 6 in the direction of the rotation axis m.
  • the inner circumferential surface of the outer ring 7 is also formed with rolling grooves 70 having a substantially V-shaped cross section in the axial direction, and these rolling grooves 70 are formed on the inner ring 6. It faces the rolling groove 60.
  • the rolling groove 70 on the outer ring 7 side also has a rolling surface 70 a, and each cylindrical roller rolling surface 70 a is inclined 45 degrees with respect to the rotation axis m of the outer ring 7.
  • the outer ring 7 is formed with a mounting hole 71 for the fixing bolt 62 so as to penetrate the outer ring 7 in the direction of the rotation axis m.
  • the rolling groove 60 on the inner ring 6 side and the rolling groove 70 on the outer ring 7 side face each other to form an annular rolling path 80.
  • the cylindrical rollers 8 are arranged in the rolling path 80. When the inner ring 6 and the outer ring 7 rotate relatively, the cylindrical roller 8 revolves while rotating in the rolling path 80.
  • the cylindrical roller 8 is a force that rolls while applying a load between the rolling surface 60a on the inner ring 6 side and the rolling surface 70a on the outer ring 7 side, and the cylindrical roller 8a arranged in one rolling path 80
  • the cylindrical rollers 8b arranged in the other rolling path have their rotation axis directions orthogonal to each other.
  • the load acting directions on the cylindrical rollers 8a and 8b are orthogonal to each other, and the load acting directions on the respective cylindrical rollers 8a and 8b are inclined by 45 degrees with respect to the rotation axis m of the inner ring 6 and the outer ring 7. do it Yes. Therefore, in this double-row cylindrical roller bearing, the inner ring can be seen from all directions, such as the axial load acting along the rotation axis m of the inner ring 6 and the outer ring 7 and the radial load acting from the direction perpendicular to the rotating axis m. 6 or outer ring 7 can be loaded.
  • a spacer (not shown) is interposed between the cylindrical rollers 8 adjacent in the rolling path 80 along the circumferential direction.
  • This spacer is provided with a holding seat that is in sliding contact with the circumferential surface of the cylindrical roller.
  • FIG. 8 is an enlarged view showing the arrangement of the cylindrical rollers in each rolling path 80, and the spacer is not shown.
  • Each cylindrical roller 8 is set to LZd ⁇ 1 when the length in the direction along the rotation axis n is L and the diameter is d.
  • Each cylindrical roller 8 is arranged in the rolling path 80 so that its rotation axis n intersects at a point O located on the rotation axis m of the inner ring 6 and the outer ring 7.
  • the friction torque can be reduced by about 20 to 25% over the range of the rotational speed of the inner ring 6 of 200 to 1700 rpm as compared with the conventional double row cylindrical roller bearing. Be expected. This is because the length of each cylindrical roller 8 in the rotation axis direction is shortened, and slip between the cylindrical roller 8 and the rolling surface 60a of the inner ring 6 and the rolling surface 70a of the outer ring 7 is reduced. This is thought to be due to a decrease in frictional torque caused by such slippage.
  • the friction torque gradually decreases as the rotational speed of the inner ring 6 decreases.
  • an increase in friction torque can be seen at the rotation speed of the inner ring 6 of 300 rpm or less.
  • the friction torque also decreases.
  • the oil film between the cylindrical roller 8 and the rolling surfaces 60a, 70a becomes thin, so that the surface roughness of the cylindrical roller 8 and the rolling surfaces 60a, 70a tends to interfere with each other.
  • the friction torque increases in the conventional double row cylindrical roller bearing during low speed operation.
  • the double-row cylindrical roller bearing of the present invention since the slip itself between the cylindrical roller 8 and the rolling surface 60a of the inner ring 6 and the rolling surface 70a of the outer ring 7 is reduced, the oil film is thin. Therefore, even if the surface roughness of the cylindrical roller 8 and the rolling surfaces 60a and 70a interfere with each other, the increase in the friction torque itself can be suppressed, and therefore the friction torque at the low speed rotation can be reduced. It is thought that it is decreasing with the decrease.
  • the cylindrical rollers set to LZd 1 are arranged with respect to the rolling path 80 formed between the inner ring 6 and the outer ring 7. Therefore, energy loss due to sliding friction between the rolling surfaces of the inner ring 6 and the outer ring 7 and the cylindrical roller 8 can be suppressed, and the friction torque in the relative rotational motion of the inner ring 6 and the outer ring 7 can be reduced. It is possible to As a result, a rotational motion with little energy loss can be realized in all rotational speed ranges.

Landscapes

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

　負荷容量の低下に起因した軸受寿命の短命化を回避しつつも、内輪又は外輪の回転時における摩擦トルクの低減化を図り、高速回転の支承に適した円筒ころ軸受であり、内周面に断面略Ｖ字型の転走溝(20)が形成された外輪(2)と、外周面に断面略Ｖ字型の転走溝(10)が形成された内輪(1)と、これら外輪(2)側の転走溝(20)及び内輪(1)側の転走溝(10)が互いに対向して形成された転走路(30)と、自転軸を前記内輪(1)及び外輪(2)の回転軸ｍに対して傾斜させた状態で前記転走路(30)内に配列された多数の円筒ころ(3)とから構成され、各円筒ころ(3)は自転軸方向の長さをＬ、直径をｄとした場合に、Ｌ／ｄ＜１に設定されている。

Description

明 細 書
円筒ころ軸受
技術分野
[0001] 本発明は、例えば産業用ロボット、各種工作機械、医療用各種装置等の旋回部分 に使用され、内輪と外輪との間に円筒ころの転走路を備えると共に、各転走路内に 配列された円筒ころの自転軸が内輪及び外輪の回転軸に対して傾斜して 、るタイプ の円筒ころ軸受に関する。
背景技術
[0002] 従来、円筒ころ軸受としては、外輪と内輪との間に転走路を形成すると共に、かかる 転走路に多数の円筒ころを配列し、前記内輪及び外輪の相対的な回転運動に伴つ て、前記円筒ころが転走路内を自転しながら公転するものが知られている。また、内 輪と外輪との間に作用するラジアル荷重及びアキシアル荷重の双方を負荷可能な円 筒ころ軸受としては、前記円筒ころの自転軸が内輪及び外輪の回転軸に対して傾斜 したタイプのものが知られている。具体的には、特開平 9— 14271号公報等に開示さ れるクロスローラ軸受や、特開平 5— 44720号公報、特開 2002— 13540号公報等 に開示される複列円筒ころ軸受がこのタイプに相当する。
[0003] 前記クロスローラ軸受では、外輪の内周面には断面 V字状の転走溝が形成される 一方、内輪の外周面にも断面 V字状の転走溝が形成されており、これらの転走溝が 互いに対向することにより前記転走路が形成されている。転走路内に配列された多 数の円筒ころは荷重の作用方向が 90度交差した 2つのグループ力も構成されており 、各グループの円筒ころが転走路内に交互に配列されている。これにより、クロスロー ラ軸受では内輪及び外輪の回転軸に平行な方向から作用するアキシアル荷重や、 力かる回転軸に直交する方向から作用するラジアル荷重を負荷できるようになつてい る。
[0004] 一方、前記複列円筒ころ軸受では、外輪の内周面には断面 V字状の転走溝が 2列 形成される一方、内輪の外周面にも断面 V字状の転走溝が 2列形成されており、これ らの転走溝が互いに対向することにより前記転走路が内輪と外輪との間に 2列形成さ れている。内輪と外輪が相対的に回転することにより、前記円筒ころは転走路内を自 転しながら公転するが、各転走路に配列された円筒ころの自転軸は内輪及び外輪の 回転軸に対して 45度の角度で傾斜しており、また、一方の転走路に配列された円筒 ころの自転軸と他方の転走路に配列された円筒ころの自転軸は互いに直交して！/、る 。これにより、この複列円筒ころ軸受では内輪及び外輪の回転軸に平行な方向から 作用するアキシアル荷重や、力かる回転軸に直交する方向から作用するラジアル荷 重を負荷できるようになって 、る。
[0005] 一般的にこの種の円筒ころ軸受に使用される円筒ころの形状は日本工業規格 ZJI S B1506によって定められており、自転軸方向長さ Lと直径 dの比が 3未満 (LZd< 3)のものを円筒ころと呼んでいる。もっとも、前記日本工業規格では LZd< lの円筒 ころは存在せず、それ故に従来の円筒ころ軸受では LZd≥lのころが使用されてい た。
特許文献 1 :特開平 9— 14271号公報
特許文献 2 :特開平 5— 44720号公報
特許文献 3：特開 2002— 13540号公報
非特許文献 1 :日本工業規格 ZJIS B1506
発明の開示
発明が解決しょうとする課題
[0006] これらの円筒ころ軸受においては、前述の如く各円筒ころの自転軸が内輪及び外 輪の回転軸に対して傾斜して 、ることから、各円筒ころは内輪及び外輪の転走面を 転走する際に、僅かではあるが転走面に対して滑りを生じている。このため、転走路 内における円筒ころの転走には、転がり摩擦に起因した抵抗以外に滑り摩擦に起因 した抵抗も作用しており、内輪と外輪とが相対的に回転運動を行う際には、これらの 摩擦に起因した運動エネルギーの損失 (以下、「摩擦トルク」という）が生じる。従って 、円筒ころ軸受を用いて高速回転運動を支承する場合には、前記摩擦トルクの低減 化が重要な課題となる。
[0007] また、前述した摩擦トルクは内輪又は外輪の回転数が低下するにつれて減少する 傾向を示すが、回転数があまりに低速 (例えば回転数 300rpm以下）になると、円筒 ころと内輪及び外輪の転走面との間の油膜が徐々に薄くなり、円筒ころや転走面の 表面粗さが次第に干渉するようになるので、両者の間の滑り摩擦が増加し、摩擦トル クは逆に上昇する傾向を示す。この低速時の摩擦トルクの低減化も重要である。
[0008] 各円筒ころの転走面に対する滑り速度は、円筒ころ長さ Lの中央で滑り速度 =0と すると、円筒ころの端面に近づくにつれて増大するので、円筒ころ長さ Lを短く設定し た方が最大滑り速度は小さくなり、滑り摩擦を抑える効果が現れる。かかる観点から、 円筒ころ軸受では円筒ころ長さ Lを短く設定し、それによつて摩擦トルクを抑え、内輪 又は外輪の高速回転に適応する方策が考えられる。
[0009] しかし、前述の如く日本工業規格に標準化された円筒ころは LZd= lが最小であり 、円筒ころ長さ Lを短くすると、円筒ころ直径 dも自ずと小さくなり、各円筒ころの負荷 容量が小さくなるため、軸受寿命が短くなるといった問題点があった。
[0010] 特に、前述のクロスローラ軸受において、外輪及び内輪に形成された断面 V字状の 各転走溝は、前述した 2つの円筒ころのグループが夫々に転走する一対の転走面が 90度の角度で交わって形成されている。このため、転走溝を形成する一対の転走面 の幅は略同一でなければならず、かかる転走溝を転走する円筒ころの自転軸方向長 さ Lと直径 dは略同一でなければならない。従って、一つの転走路内に多数の円筒こ ろを所謂クロスローラ構造に配列する場合、各円筒ころは実質的に LZd= lに設定 されて ヽなければならかった。
[0011] このため、クロスローラ軸受では円筒ころ長さ Lを短くすると、円筒ころ直径 dも小さく 設定しなければならず、各円筒ころの負荷容量が小さくなるため、軸受寿命が短くな るといった問題点があった。
課題を解決するための手段
[0012] 本発明は、このような問題点に鑑みなされたものであり、その目的とするところは、負 荷容量の低下に起因した軸受寿命の短命化を回避しつつも、内輪又は外輪の回転 時における摩擦トルクの低減ィ匕を図り、高速回転の支承に適した円筒ころ軸受を提 供することにある。
[0013] また、本発明の他の目的は、内輪又は外輪の低速回転時における摩擦トルクの上 昇を抑え、低速回転におけるエネルギ損失の低減ィ匕を図ることが可能な円筒ころ軸 受を提供することにある。
[0014] 本発明の円筒ころ軸受は、内周面に断面略 V字状の転走溝が形成された外輪と、 外周面に断面略 V字型の転走溝が形成された内輪と、これら外輪側の転走溝と内輪 側の転走溝が互いに対向して形成された転走路と、自転軸を前記内輪及び外輪の 回転軸に対して傾斜させた状態で前記転走路内に配列された多数の円筒ころと、か ら構成されており、各円筒ころは自転軸方向の長さを L、直径を dとした場合に、 L/d く 1に設定されている。
[0015] 各円筒ころが内輪及び外輪の転走面に対して生じる滑り速度は、円筒ころ長さ の 中央で滑り速度 =0とすると、円筒ころの端面に近づくにつれて滑り速度が増大する ので、円筒ころ長さ Lが短くなれば、各円筒ころが円筒ころ転走面に対して生じる最 大滑り速度は抑えられたものとなる。本発明では転走路内に配列された各円筒ころ は LZd< lに設定されているので、 LZd= lの場合に比較して各円筒ころが内輪及 び外輪に対して生じる滑り速度の最大値は抑えられたものとなる。従って、本発明の 円筒ころ軸受では、内輪及び外輪の転走面と円筒ころとの滑り摩擦に起因したエネ ルギ損失を抑えることができ、内輪と外輪の相対的な回転運動における摩擦トルクを 低減ィ匕することができるものである。これにより、本発明の円筒ころ軸受は高速回転 の支承により適したものとなっている。
[0016] また、このように各円筒ころが内輪及び外輪に対して生じる滑り速度の最大値は抑 えられたものとなるので、内輪又は外輪の低速運転時に各円筒ころと転走面との間 における油膜が薄くなつても、両者の間の滑り摩擦の増加が抑えられ、低速運転時 における摩擦トルクの上昇を抑制することが可能となる。すなわち、本発明によれば、 低速運転時から高速運転時の総ての速度域において摩擦トルクの低減化を図ること ができ、エネルギ損失の少な 、回転運動を達成することが可能となる。
[0017] 更に、各円筒ころの負荷容量は、自転軸方向の長さ Lに比べて直径 dに対する依 存性が強いので、直径 dを変化させることなく長さ Lを短くして LZdく 1に設定しても、 円筒ころの負荷容量が極端に低下することはない。カロえて、長さ Lを短くした場合に 直径 dを Lの減少分よりも僅かに増加させてやれば、負荷容量を減少させることなく L Zdく 1に設定することができる。つまり、本発明によれば、摩擦トルクの低減化を図 つた力もといって軸受の負荷容量が低下することはなぐ負荷容量の低下に起因した 軸受寿命の短命化を回避することが可能である。
図面の簡単な説明
[0018] [図 1]本発明をクロスローラ軸受に適用した第 1の実施の実施の形態を示す斜視図で ある。
[図 2]実施の形態に係るクロスローラ軸受の回転軸方向に沿った断面図である。
[図 3]転走路内に配列された円筒ころのクロスローラ構造を示す切欠き平面図である
[図 4]転走路内における円筒ころの収容状態を示す斜視図である。
[図 5]内輪の回転数と摩擦トルクとの関係を示すグラフである。
[図 6]本発明を複列円筒ころ軸受に適用した第 2の実施の形態を示す斜視図である。
[図 7]実施の形態に係る複列円筒ころ軸受の回転軸方向に沿った断面図である。
[図 8]転走路内における円筒ころの収容状態を示す斜視図である。
符号の説明
[0019] 1…内輪、 2…外輪、 3 (3a, 3b)…円筒ころ、 30…転走路
発明を実施するための最良の形態
[0020] 以下、添付図面を用いて本発明の円筒ころ軸受を詳細に説明する。
[0021] 図 1及び図 2は本発明をクロスローラ軸受に適用した第 1の実施の形態を示す斜視 図及び断面図である。このクロスローラ軸受は、内輪 1と、外輪 2と、これら内輪 1と外 輪 2との間に配列された多数の円筒ころ 3とから構成されており、前記円筒ころ 3の転 動によって内輪 1と外輪 2が相対的に回転自在に組み合わされて 、る。
[0022] 前記内輪 1の外周面には断面略 V字状の転走溝 10が形成されている。この転走溝 10は 2つの転走面 10a, 10bが互いに直角に交わることによって形成されており、各 転走面 10a, 10bは内輪 1の回転軸 mに対して 45度傾斜している。また、内輪 1には これを回転軸 m方向へ貫通するようにして固定ボルト（図示せず)の取付孔 11が形成 されている。
[0023] 一方、前記外輪 2の内周面にも断面略 V字状の転走溝 20が形成されており、この 転走溝 20は内輪 1の転走溝 10と対向している。この外輪 2側の転走溝 20も 2つの転 走面 20a, 20bが互いに直角に交わることによって形成されており、各転走面 20a, 2 Obは外輪 2の回転軸 mに対して 45度傾斜している。また、外輪 2にはこれを回転軸 m方向へ貫通するようにして固定ボルト（図示せず)の取付孔 21が形成されている。
[0024] 内輪 1側の転走溝 10と外輪 2側の転走溝 20は互いに対向して環状の転走路 30を 形成している。図 3に示すように、前記円筒ころ 3はこの転走路 30に配列されており、 内輪 1と外輪 2とが相対的に回転すると、前記転走路 30内を自転しながら公転する。 転走路 30内には自転軸方向を 90度異ならせた 2種類の円筒ころ 3a, 3bが存在して おり、これら円筒ころ 3a, 3bが転走路 30の周方向に沿って交互に配列されている。 一方の円筒ころ 3aは内輪 1側の転走面 10aと外輪 2側の転走面 20aとの間で荷重を 負荷しながら転走し、他方の円筒ころ 3bは内輪 1側の転走面 10bと外輪 2側の転走 面 20bとの間で荷重を負荷しながら転走する。すなわち、これら円筒ころ 3a, 3bはク ロスローラ構造で転走路 30内に配列されている。このため、円筒ころ 3a及び円筒ころ 3bに対する荷重作用方向は互いに直交しており、また、各円筒ころ 3a, 3bに対する 荷重作用方向は内輪 1及び外輪 2の回転軸 mに対して 45度ずつ傾斜している。従つ て、このクロスローラ軸受では、内輪 1及び外輪 2の回転軸 mに沿って作用するアキ シアル荷重や、力かる回転軸 mと直交する方向から作用するラジアル荷重等、あらゆ る方向から内輪 1又は外輪 2に作用する荷重を負荷し得るように構成されている。
[0025] また、転走路 30の周方向に沿って隣接する円筒ころ 3aと円筒ころ 3bとの間にはス ぺーサ 4が介装されている。このスぺーサ 4には円筒ころ 3a, 3bの周面に摺接する保 持座が設けられており、円筒ころ 3の前後に隣接する 2つのスぺーサ 4, 4で該円筒こ ろ 3を抱えることにより、転走路 30内における円筒ころ 3a, 3bの整列状態の保持が図 られている。また、スぺーサ 4は円筒ころ 3aと円筒ころ 3bとの摺接を防止し、円筒ころ 3a, 3bの早期摩耗を防止すると共に、滑り抵抗の増加を防止している。
[0026] 尚、前記転走路 30に円筒ころ 3及びスぺーサ 4を配列するため、前記外輪 2は断面 略 V字状の転走溝 20の中央で 2つのリングに分割されており、転走路 30に円筒ころ 3及びスぺーサ 4を配列し終えた後にこれらリングを結合することで、前記外輪 2が完 成するように構成されている。また、円筒ころとスぺーサとを配列するための他の構造 としては、外輪に挿入孔を設け、この挿入孔力 転走路内に円筒ころ及びスぺーサ を順次挿入するように構成しても良 、。
[0027] クロスローラ軸受においては、 1つの転走路 30内に自転軸を互いに直交させた 2種 類の円筒ころが配列されていることから、各円筒ころはその自転軸方向の長さを L、 直径を dとした場合に、実質的に LZd= lに設定されていることが必要とされる。しか し、本発明のクロスローラ軸受では実質的に LZd=0. 5に設定された円筒ころが使 用されており、力かる円筒ころを自転軸方向に 2個積み重ねた状態で転走路に配列 している。
[0028] 図 4は転走路内における円筒ころの配置を示す拡大図であり、前記リテーナを省略 して描いてある。すなわち、各円筒ころ 3a, 3bはいずれも LZd=0. 5 (厳密には LZ d=0. 475-0. 4925)に設定されており、これら円筒ころを自転軸 nの方向に 2個 重ねることで擬似的に LZd= lの組円筒ころ 31を構成している。そして、この組円筒 ころ 31を前記スぺーサ 4と交互に転走路 30内に配列している。尚、図 4中の点 Oは 円環状に形成された転走路 30の中心を示して 、る。
[0029] 図 5は、外輪 2を固定し、内輪 1を回転させた場合の摩擦トルクの大きさを計算により 導き出した結果を示すグラフであり、横軸は内輪の回転数を、縦軸は摩擦トルクの大 きさを示している。また、グラフ中の実線は LZd=0. 5に設定された円筒ころ 3を 2個 積み重ねて転走路 30に配列した本発明のクロスローラ軸受の場合を示しており、グ ラフ中の破線は LZd= lに設定された円筒ころをそのまま転走路に配列した従来の クロスローラ軸受の場合を示している。尚、前記計算は、円筒ころ直径 d=8mm、円 筒ころが配列された転走路のピッチ円直径 dp = 124mm、アキシアル荷重 Fa=5kN として行っている。
[0030] このグラフに示されるように、本発明のクロスローラ軸受では、内輪 1の回転数 200 〜1700rpmの領域にわたり、従来のクロスローラ軸受よりも 20〜25%程度も摩擦ト ルクを低減できることが期待される。これは、各円筒ころ 3の自転軸方向の長さが短く なったことに起因し、円筒ころ 3と転走面 10a, 10b, 20a, 20bとの間の滑りが減少し 、かかる滑りに起因した摩擦トルクが減少するためであると考えられる。
[0031] また、摩擦トルクは内輪 1の回転数が低下すると徐々に減少してくる力 従来のクロ スローラ軸受では内輪 1の回転数 300rpm以下において摩擦トルクの上昇が見受け られる力 本発明のクロスローラ軸受ではそのような摩擦トルクの上昇は認められず、 内輪回転数が低下するにつれ、摩擦トルクも減少している。内輪 1の回転数が低下 すると、円筒ころ 3と転走面 10a, 10b, 20a, 20bとの間の油膜が薄くなるので、円筒 ころ 3と転走面 10a, 10b, 20a, 20bの表面粗さが互いに干渉し易くなり、このために 従来のクロスローラ軸受では低速運転時に摩擦トルクが上昇するものと考えられる。 これに対し、本発明のクロスローラ軸受では、円筒ころ 3と転走面 10a, 10b, 20a, 2 Obとの間の滑りそのものが減少しているので、譬え油膜が薄くなり、円筒ころ 3と転走 面 10a, 10b, 20a, 20bの表面粗さが互いに干渉するようになっても、摩擦トルクそ のものの上昇は抑えることができ、そのために低速回転時の摩擦トルクが回転数の低 下につれて減少して 、るものと考えられる。
[0032] 尚、前記組円筒ころ 31を構成すべく転走路 30内で積み重ねられた 2個の円筒ころ 3, 3は、力力る転走路 30内において另 IJ偶独立に転走面 10a, 10b, 20a, 20bを転 走して回転するものであり、これら 2つの円筒ころ 3, 3の間には僅かではあるが回転 差が生じる。このため、これら 2個の円筒ころ 3, 3の互いに接触する端面同士の間で は滑り摩擦が生じており、この摩擦によるエネルギ損失も生じているものと考えられる 。しかし、各円筒ころ 3に対してはその自転軸方向に作用する荷重が小さいこと、また 、円筒ころ 3の端面と転走面 10a, 10b, 20a, 20bとの間の滑り率が 50%以上である のに対して端面同士の滑り率は 4%程度と微小であること、を考慮すると、積み重ね た 2個の円筒ころ 3, 3の間の滑り摩擦によるエネルギ損失は無視できる程度に小さい と考えられる。
[0033] 以上のように、この実施の形態に示すクロスローラ軸受では、実質的に LZd=0. 5 の円筒ころを 2個積み重ねて実質的に LZd= lの組円筒ころを構成し、この組円筒 ころを内輪と外輪との間の転走路に配列したことから、内輪及び外輪の転走面と円筒 ころとの滑り摩擦に起因したエネルギ損失を抑えることができ、内輪と外輪の相対的 な回転運動における摩擦トルクを低減ィ匕することが可能である。これにより、総ての回 転速度域にぉ 、てエネルギ損失の少な 、回転運動を実現することができるものであ る。
[0034] また、円筒ころの直径を小さくすることなく摩擦トルクの低減ィ匕を達成するので、負 荷容量の低下に起因した軸受寿命の短命化をも回避することが可能となっている。
[0035] 尚、図 2に示したクロスローラ軸受では LZd=0. 5の円筒ころを 2個積み重ねて L Zd= lの組円筒ころを構成したが、本発明で使用する円筒ころは LZd< lに設定さ れているものであれば差し支えない。従って、クロスローラ軸受に適用するのであれ ば、 LZd= lの組円筒ころを構成できるよう、各円筒ころの LZdの値とその積み重ね 個数を選択すれば良ぐ例えば、 3個の円筒ころを積み重ねて組円筒ころを構成する のであれば、個々の円筒ころの LZd = 0. 33となる。
[0036] 図 6及び図 7は本発明を複列円筒ころ軸受に適用した第 2の実施の形態を示す斜 視図及び断面図である。この複列円筒ころ軸受は、内輪 6と、外輪 7と、これら内輪 6 と外輪 7との間に配列された多数の円筒ころ 8とから構成されており、前記円筒ころ 8 の転動によって内輪 6と外輪 7が相対的に回転自在に組み合わされて 、る。
[0037] 前記内輪 6の外周面には軸方向に間隔を有して断面略 V字状の転走溝 60が 2列 形成されている。各転走溝 60はころの転走面 60aを有しており、各転走面 60aは内 輪 6の回転軸 mに対して 45度傾斜している。また、内輪 6にはこれを回転軸 m方向へ 貫通するようにして固定ボルト 62の取付孔 61が形成されている。
[0038] 一方、前記外輪 7の内周面にも軸方向に間隔を有して断面略 V字状の転走溝 70 力^列形成されており、これらの転走溝 70は内輪 6の転走溝 60と夫々対向している。 この外輪 7側の転走溝 70も転走面 70aを有しており、各円筒ころ転走面 70aは外輪 7 の回転軸 mに対して 45度傾斜している。また、外輪 7にはこれを回転軸 m方向へ貫 通するようにして固定ボルト 62の取付孔 71が形成されている。
[0039] 内輪 6側の転走溝 60と外輪 7側の転走溝 70は互いに対向して環状の転走路 80を 形成している。前記円筒ころ 8はこの転走路 80に配列されており、内輪 6と外輪 7とが 相対的に回転すると、前記転走路 80内を自転しながら公転する。前記円筒ころ 8は 内輪 6側の転走面 60aと外輪 7側の転走面 70aとの間で荷重を負荷しながら転走す る力 一方の転走路 80内に配列された円筒ころ 8aと他方の転走路内に配列された 円筒ころ 8bはその自転軸方向を互いに直交させている。このため、円筒ころ 8a及び 円筒ころ 8bに対する荷重作用方向は互いに直交しており、また、各円筒ころ 8a, 8b に対する荷重作用方向は内輪 6及び外輪 7の回転軸 mに対して 45度ずつ傾斜して いる。従って、この複列円筒ころ軸受では、内輪 6及び外輪 7の回転軸 mに沿って作 用するアキシアル荷重や、力かる回転軸 mと直交する方向から作用するラジアル荷 重等、あらゆる方向から内輪 6又は外輪 7に作用する荷重を負荷し得るように構成さ れている。
[0040] また、転走路 80内でその周方向に沿って隣接する円筒ころ 8の間にはスぺーサ（ 図示せず)が介装されている。このスぺーサには円筒ころの周面に摺接する保持座 が設けられており、円筒ころ 8の前後に隣接する 2つのスぺーサで該円筒ころ 8を抱 えることにより、転走路 80内における円筒ころ 8の整列状態の保持が図られている。 また、スぺーサは円筒ころ 8同士の摺接を防止し、円筒ころ 8の早期摩耗を防止す ると共に、滑り抵抗の増加を防止している。
[0041] 図 8は各転走路 80内における円筒ころの配置を示す拡大図であり、前記スぺーサ を省略して描いてある。各円筒ころ 8は、自転軸 nに沿った方向の長さを L、直径を dと した場合に、 LZdく 1に設定されている。各円筒ころ 8はその自転軸 nが内輪 6及び 外輪 7の回転軸 m上に位置する点 Oで交わるように前記転走路 80に配列されている 。ここで、前記自転軸 n方向の長さ L及び直径 dは円筒ころ 8の呼び寸法であり、従つ て、例えば呼び寸法 L= 8mmとした場合に、自転軸 n方向の長さが厳密に 8mmとい う意味ではない。
[0042] この第 2の実施の形態においても、外輪 7を固定し、内輪 6を回転させた場合の摩 擦トルクの大きさを計算により導き出した。具体的には LZd=0. 5に設定された円筒 ころ 8を 2列の転走路 80に配列した場合を想定し、円筒ころ直径 d=8mm、円筒ころ が配列された転走路のピッチ円直径 dp = 124mm,アキシアル荷重 Fa = 5kNと仮 定した。その結果は図 5に実線で示したものと略同じであった。
[0043] すなわち、本発明の複列円筒ころ軸受では、内輪 6の回転数 200〜1700rpmの領 域にわたり、従来の複列円筒ころ軸受よりも 20〜25%程度も摩擦トルクを低減できる ことが期待される。これは、各円筒ころ 8の自転軸方向の長さが短くなつたことに起因 し、円筒ころ 8と内輪 6の転走面 60a、外輪 7の転走面 70aとの間の滑りが減少し、か 力る滑りに起因した摩擦トルクが減少するためであると考えられる。
[0044] また、摩擦トルクは内輪 6の回転数が低下すると徐々に減少し、従来の複列円筒こ ろ軸受では内輪 6の回転数 300rpm以下において摩擦トルクの上昇が見受けられる 力 本発明の複列円筒ころ軸受では内輪 6の回転数が 300rpm以下であってもその ような摩擦トルクの上昇は認められず、内輪回転数が低下するにつれ、摩擦トルクも 減少している。内輪 6の回転数が低下すると、円筒ころ 8と転走面 60a, 70aとの間の 油膜が薄くなるので、円筒ころ 8と転走面 60a, 70aの表面粗さが互いに干渉し易くな り、このために従来の複列円筒ころ軸受では低速運転時に摩擦トルクが上昇するも のと考えられる。これに対し、本発明の複列円筒ころ軸受では、円筒ころ 8と内輪 6の 転走面 60a及び外輪 7の転走面 70aとの間の滑りそのものが減少しているので、譬え 油膜が薄くなり、円筒ころ 8とこれら転走面 60a, 70aの表面粗さが互いに干渉するよ うになつても、摩擦トルクそのものの上昇は抑えることができ、そのために低速回転時 の摩擦トルクが回転数の低下につれて減少しているものと考えられる。
[0045] 以上のように、この実施の形態に示す複列円筒ころ軸受では、内輪 6と外輪 7との 間に形成される転走路 80に対して LZdく 1に設定された円筒ころを配列したことか ら、内輪 6及び外輪 7の転走面と円筒ころ 8との滑り摩擦に起因したエネルギ損失を 抑えることができ、内輪 6と外輪 7の相対的な回転運動における摩擦トルクを低減ィ匕 することが可能である。これにより、総ての回転速度域においてエネルギ損失の少な い回転運動を実現することができるものである。
[0046] また、円筒ころ 8の直径を小さくすることなく摩擦トルクの低減ィ匕を達成するので、負 荷容量の低下に起因した軸受寿命の短命化をも回避することが可能となっている。

Claims

請求の範囲
[1] 内周面に断面略 V字型の転走溝 (20)が形成された外輪 (2)と、外周面に断面略 V字 型の転走溝 (10)が形成された内輪 (1)と、これら外輪側の転走溝及び内輪側の転走 溝が互いに対向して形成された転走路 (30)と、自転軸を前記内輪 (1)及び外輪 (2)の 回転軸に対して傾斜させた状態で前記転走路内に配列された多数の円筒ころ (3)と、 から構成される円筒ころ軸受にお 、て、
各円筒ころ (3)は自転軸方向の長さを L、直径を dとした場合に、 LZdく 1に設定さ れて 、ることを特徴とする円筒ころ軸受。
[2] 複数個の円筒ころ (3)を自転軸方向に積み重ねて実質的に LZd= 1の組円筒ころ (3 1)を構成し、この組円筒ころ (31)をその自転軸方向を 90度ずつ交互に異ならせたクロ スローラ構造で前記転走路内に配列したことを特徴とする請求項 1記載の円筒ころ軸 受。
[3] 各円筒ころ (3)は自転軸方向の長さを L、直径を dとした場合に、 L/d=0. 5に設定さ れ、 2個の円筒ころを自転軸方向に積み重ねて実質的に LZd= 1の組円筒ころ (31) が構成されていることを特徴とする請求項 2記載の円筒ころ軸受。
[4] 前記転走路内で互いに隣接する組円筒ころ (31)の間には、力かる転走路内において 該組円筒ころの整列状態を保持するスぺーサ (4)が設けられていることを特徴とする 請求項 2記載の円筒ころ軸受。
[5] 前記転走路 (30)は内輪 (1)と外輪 (2)との間に回転軸方向に間隔をおいて複数列形成 されて ヽることを特徴とする請求項 1記載の円筒ころ軸受。
[6] 前記転走路 (30)は 2列であることを特徴とする請求項 5記載の円筒ころ軸受。
[7] 各転走路内で互いに隣接する円筒ころ (3)の間には、かかる転走路内において該円 筒ころ (3)の整列状態を保持するスぺーサが設けられていることを特徴とする請求項 5 又は 6記載の円筒ころ軸受。
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