WO2009116295A1 - 玉軸受用保持器およびこれを備えた玉軸受とその製造方法 - Google Patents

玉軸受用保持器およびこれを備えた玉軸受とその製造方法 Download PDF

Info

Publication number
WO2009116295A1
WO2009116295A1 PCT/JP2009/001236 JP2009001236W WO2009116295A1 WO 2009116295 A1 WO2009116295 A1 WO 2009116295A1 JP 2009001236 W JP2009001236 W JP 2009001236W WO 2009116295 A1 WO2009116295 A1 WO 2009116295A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
cage
seal
ball bearing
grease
bearing
Prior art date
Application number
PCT/JP2009/001236
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
川村光生
佐藤則秀
坂口智也
川村隆之
石田光
村松誠
後藤友彰
Original Assignee
Ntn株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Priority claimed from JP2008074964A external-priority patent/JP5500778B2/ja
Priority claimed from JP2008181163A external-priority patent/JP2010019358A/ja
Priority claimed from JP2008181164A external-priority patent/JP2010019359A/ja
Priority claimed from JP2008212746A external-priority patent/JP2010048328A/ja
Priority claimed from JP2008212744A external-priority patent/JP2010048326A/ja
Priority claimed from JP2008212745A external-priority patent/JP2010048327A/ja
Priority claimed from JP2009037447A external-priority patent/JP5500837B2/ja
Application filed by Ntn株式会社 filed Critical Ntn株式会社
Priority to CN200980109965.1A priority Critical patent/CN101978181B/zh
Priority to US12/736,188 priority patent/US20110002568A1/en
Priority to EP09723156.7A priority patent/EP2267324B1/en
Publication of WO2009116295A1 publication Critical patent/WO2009116295A1/ja

Links

Images

Classifications

    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16CSHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C33/00Parts of bearings; Special methods for making bearings or parts thereof
    • F16C33/72Sealings
    • F16C33/76Sealings of ball or roller bearings
    • F16C33/78Sealings of ball or roller bearings with a diaphragm, disc, or ring, with or without resilient members
    • F16C33/784Sealings of ball or roller bearings with a diaphragm, disc, or ring, with or without resilient members mounted to a groove in the inner surface of the outer race and extending toward the inner race
    • F16C33/7843Sealings of ball or roller bearings with a diaphragm, disc, or ring, with or without resilient members mounted to a groove in the inner surface of the outer race and extending toward the inner race with a single annular sealing disc
    • F16C33/7853Sealings of ball or roller bearings with a diaphragm, disc, or ring, with or without resilient members mounted to a groove in the inner surface of the outer race and extending toward the inner race with a single annular sealing disc with one or more sealing lips to contact the inner race
    • F16C33/7856Sealings of ball or roller bearings with a diaphragm, disc, or ring, with or without resilient members mounted to a groove in the inner surface of the outer race and extending toward the inner race with a single annular sealing disc with one or more sealing lips to contact the inner race with a single sealing lip
    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16CSHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C19/00Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement
    • F16C19/02Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows
    • F16C19/04Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows for radial load mainly
    • F16C19/08Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows for radial load mainly with two or more rows of balls
    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16CSHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C33/00Parts of bearings; Special methods for making bearings or parts thereof
    • F16C33/30Parts of ball or roller bearings
    • F16C33/38Ball cages
    • F16C33/41Ball cages comb-shaped
    • F16C33/412Massive or moulded comb cages, e.g. snap ball cages
    • F16C33/414Massive or moulded comb cages, e.g. snap ball cages formed as one-piece cages, i.e. monoblock comb cages
    • F16C33/416Massive or moulded comb cages, e.g. snap ball cages formed as one-piece cages, i.e. monoblock comb cages made from plastic, e.g. injection moulded comb cages
    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16CSHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C33/00Parts of bearings; Special methods for making bearings or parts thereof
    • F16C33/30Parts of ball or roller bearings
    • F16C33/38Ball cages
    • F16C33/41Ball cages comb-shaped
    • F16C33/418Details of individual pockets, e.g. shape or ball retaining means
    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16CSHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C33/00Parts of bearings; Special methods for making bearings or parts thereof
    • F16C33/30Parts of ball or roller bearings
    • F16C33/66Special parts or details in view of lubrication
    • F16C33/6603Special parts or details in view of lubrication with grease as lubricant
    • F16C33/6607Retaining the grease in or near the bearing
    • F16C33/6614Retaining the grease in or near the bearing in recesses or cavities provided in retainers, races or rolling elements
    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16CSHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C33/00Parts of bearings; Special methods for making bearings or parts thereof
    • F16C33/30Parts of ball or roller bearings
    • F16C33/66Special parts or details in view of lubrication
    • F16C33/6603Special parts or details in view of lubrication with grease as lubricant
    • F16C33/6629Details of distribution or circulation inside the bearing, e.g. grooves on the cage or passages in the rolling elements
    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16CSHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C33/00Parts of bearings; Special methods for making bearings or parts thereof
    • F16C33/72Sealings
    • F16C33/76Sealings of ball or roller bearings
    • F16C33/78Sealings of ball or roller bearings with a diaphragm, disc, or ring, with or without resilient members
    • F16C33/7816Details of the sealing or parts thereof, e.g. geometry, material
    • F16C33/782Details of the sealing or parts thereof, e.g. geometry, material of the sealing region
    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16CSHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C33/00Parts of bearings; Special methods for making bearings or parts thereof
    • F16C33/72Sealings
    • F16C33/76Sealings of ball or roller bearings
    • F16C33/78Sealings of ball or roller bearings with a diaphragm, disc, or ring, with or without resilient members
    • F16C33/784Sealings of ball or roller bearings with a diaphragm, disc, or ring, with or without resilient members mounted to a groove in the inner surface of the outer race and extending toward the inner race
    • F16C33/7843Sealings of ball or roller bearings with a diaphragm, disc, or ring, with or without resilient members mounted to a groove in the inner surface of the outer race and extending toward the inner race with a single annular sealing disc
    • F16C33/7853Sealings of ball or roller bearings with a diaphragm, disc, or ring, with or without resilient members mounted to a groove in the inner surface of the outer race and extending toward the inner race with a single annular sealing disc with one or more sealing lips to contact the inner race
    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16CSHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C43/00Assembling bearings
    • F16C43/04Assembling rolling-contact bearings
    • F16C43/06Placing rolling bodies in cages or bearings
    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16CSHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C19/00Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement
    • F16C19/02Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows
    • F16C19/04Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows for radial load mainly
    • F16C19/06Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows for radial load mainly with a single row or balls
    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16CSHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C19/00Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement
    • F16C19/02Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows
    • F16C19/14Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows for both radial and axial load
    • F16C19/18Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows for both radial and axial load with two or more rows of balls
    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16CSHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C2361/00Apparatus or articles in engineering in general
    • F16C2361/61Toothed gear systems, e.g. support of pinion shafts
    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16CSHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C2361/00Apparatus or articles in engineering in general
    • F16C2361/63Gears with belts and pulleys
    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16CSHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C2361/00Apparatus or articles in engineering in general
    • F16C2361/65Gear shifting, change speed gear, gear box
    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16CSHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C33/00Parts of bearings; Special methods for making bearings or parts thereof
    • F16C33/30Parts of ball or roller bearings
    • F16C33/66Special parts or details in view of lubrication
    • F16C33/6603Special parts or details in view of lubrication with grease as lubricant
    • F16C33/6633Grease properties or compositions, e.g. rheological properties
    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16CSHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C33/00Parts of bearings; Special methods for making bearings or parts thereof
    • F16C33/72Sealings
    • F16C33/726Sealings with means to vent the interior of the bearing
    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16CSHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C41/00Other accessories, e.g. devices integrated in the bearing not relating to the bearing function as such
    • F16C41/007Encoders, e.g. parts with a plurality of alternating magnetic poles
    • YGENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y10TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC
    • Y10TTECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER US CLASSIFICATION
    • Y10T29/00Metal working
    • Y10T29/49Method of mechanical manufacture
    • Y10T29/49636Process for making bearing or component thereof
    • Y10T29/49643Rotary bearing
    • Y10T29/49679Anti-friction bearing or component thereof
    • Y10T29/49691Cage making

Definitions

  • the present invention relates to a crown-shaped ball bearing cage and a ball bearing incorporating the cage.
  • Sealed ball bearings used in various rotating devices, especially automobile auxiliary machines, are required to have high temperature resistance, high speed resistance, muddy water resistance, dust resistance, grease leakage resistance, long life and low torque, and muddy water resistance and dust resistance.
  • contact seals are provided at both ends of the space between the bearing inner and outer rings.
  • a phenomenon hereinafter referred to as “breathing” occurs in which the seal lip portion opens due to the pressure difference and grease or air in the bearing leaks to the outside of the bearing (hereinafter referred to as breathing).
  • Patent Document 1 As a countermeasure for preventing this breathing phenomenon, there has been proposed one in which a notch for ventilation is provided in a part of the seal lip portion (Patent Document 1).
  • Patent Document 2 When grease adheres to the notch, grease leakage similar to that of the ball bearing described above occurs (Patent Document 2).
  • an urging force For example, in a ball bearing for inner ring rotation, the pressure for sealing lip is pressed against the seal groove on the outer diameter surface of the inner ring against which the seal lip portion of the contact seal is pressed (hereinafter referred to as an urging force). It is conceivable to take measures for breathing as described above. However, this only causes an increase in torque, and cannot prevent grease leakage at a large temperature rise that causes an internal pressure higher than the tension force.
  • the cage Since the cage is divided into the inner diameter side wall portion and the outer diameter side wall portion by the groove portion, the inner diameter side wall portion is elastically inclined toward the inner diameter side with respect to the delay of the rolling element, and the outer diameter side wall portion is Elastically inclined to the outer diameter side to absorb the lag of the rolling element. Thereby, the stress applied to the cage is dispersed. Moreover, in order to raise the intensity
  • the resin material often used in the crown-shaped cage is lower in strength than iron, when the structure for preventing grease leakage is applied to the crown-shaped cage, the axial thickness of the crown-shaped cage is increased. Although it is necessary, this causes an increase in the amount of grease deposited on the inner diameter surface of the cage, so that it is difficult to prevent grease leakage.
  • An object of the present invention is to provide a crown-shaped ball bearing cage that can reduce the amount of grease attached to the inner diameter portion of the cage and prevent grease leakage from the bearing, and a ball bearing incorporating the cage. is there.
  • Another object of the present invention is to provide a ball bearing cage and a ball bearing capable of providing a crown-shaped ball bearing cage with resistance to grease leakage and capable of withstanding high-speed rotation as compared with a cage having a conventional shape. It is to be.
  • the ball bearing retainer according to the present invention is a crown-shaped ball bearing retainer having pockets that are partially opened on one side surface of an annular body to hold balls therein at a plurality of locations in the circumferential direction of the annular body.
  • the inner surface of each pocket is provided with a recess extending from the pocket opening edge on the inner diameter side of the cage toward the outer diameter side of the cage.
  • the inner surface of each pocket is provided with a recess extending from the pocket opening edge on the cage inner diameter side to the cage outer diameter side, thereby holding the grease adhering to the ball. The amount scraped by the inner surface of the vessel is reduced.
  • the axial position of the recessed portion of the pocket is a position that substantially coincides with the shoulder portion of the raceway surface of the inner ring in a state where the cage is incorporated in the bearing. This is because a large amount of grease accumulates on the inner diameter surface of the cage because of the contact between the balls and the inner ring raceway surface and the vicinity of the axial position that coincides with the shoulder of the raceway surface.
  • the recesses are provided at a plurality of locations on both sides of the center in the circumferential direction of the cage at the opening edge of the pocket, and the inner surface shape of each recess is a straight line in the radial direction of the cage. It has a cylindrical surface shape that is substantially along the surface of each virtual cylinder as the center, and this recess extends from the opening edge on the inner diameter side of the cage to the vicinity of the ball arrangement pitch circle, and the ball arrangement from the inner diameter edge of the cage The shape may gradually become shallower and narrower as it approaches the pitch circle.
  • the said recessed part is located in the both sides of the center of the holder circumferential direction in the opening edge of the said pocket, and is provided in two places, It extends to the cage outer diameter edge vicinity,
  • the inner surface shape of the ring is substantially along the surface of one virtual ring, the virtual ring has a ring outer diameter that fits in a pocket, a circular cross-sectional shape at an arbitrary circumferential position, and the center of the ring is a cage It may be inclined with respect to the central axis.
  • the concave portion is provided at one position so as to spread from the center in the cage circumferential direction at the opening edge of the pocket to one side, and has a width larger than half of the width in the cage circumferential direction of the pocket.
  • the inner surface shape of the recessed portion is a cylindrical surface shape substantially along the surface of the virtual cylinder centered on the radial straight line of the cage, and the recessed portion extends from the opening edge on the cage inner diameter side to the ball. The shape may extend to the vicinity of the arrangement pitch circle and gradually become shallower and narrower as it approaches the ball arrangement pitch circle from the inner diameter edge of the cage.
  • the inner surface of the pocket has a concave spherical shape, and the end point on the opposite side to the pocket opening side on the inner diameter surface of the cage in the cross section at the center position in the cage circumferential direction of the connecting portion between adjacent pockets
  • the axial position may be a position closer to the center of the raceway surface than the shoulder of the raceway surface of the inner ring.
  • the pocket bottom wall portion at the center of the pocket in the circumferential direction of the pocket may have a cross-sectional shape in which the outer diameter side is thicker than the inner diameter side.
  • the distance between the cage and the sealing plate is wide on the outer diameter side and narrower on the inner diameter side. In this case, it is difficult to expand the entire cage in the axial direction. Therefore, by making the wall thickness on the outer diameter side of the pocket bottom wall portion thicker than the wall thickness on the inner diameter side, the maximum stress and displacement applied to the cage without contact between the sealing plate and the cage. Can be reduced. Therefore, the above-described object of speeding up can be achieved.
  • a pair of claws facing each other in the circumferential direction are provided on the open side of each pocket so as to protrude in the axial direction. According to this configuration, the ball is stably held in the pocket by the claw.
  • the distance between the tips on the outer diameter side of the cage is narrower than the distance between the tips on the inner diameter side of the pair of claws of each pocket.
  • the distance between the tips on the cage inner diameter side of the pair of claws of each pocket is made narrower than that on the outer ring side. Grease from the inner ring side without getting close to the outer diameter part of the inner ring can be scraped off on the outer diameter side of the claw away from the outer diameter part of the inner ring, and as a result, grease leakage from the ball bearing can be prevented.
  • the tips on the inner diameter side of the pair of claws of each of the pockets are opened, and the tips on the outer diameter side of the cage are connected.
  • the gap between the tips of the pair of claws of the pockets on the inner diameter side of the cage is opened and the tips on the outer diameter side of the cage are connected, so that the grease adhering to the ball is removed from the outer ring side to the outer ring side.
  • Grease from the inner ring side without approaching the diameter part can also be scraped off on the outer diameter side of the claw of the claw away from the outer diameter part of the inner ring, and as a result, grease leakage from the ball bearing can be prevented.
  • the width Ie of the claw portion on the holding outer diameter side of the claw projected onto the straight line is defined as It, the width Ie of the claw portion on the holding outer diameter side of the claw projected onto the straight line. It is preferable to set the width of the claw portion on the outer diameter side of the cage so that the value is 2/3 It or less.
  • the angle of the claw tip on the cage inner diameter side and the claw tip on the cage outer diameter side with respect to the cage circumferential direction from the position corresponding to the pocket center in the cross section along the cage circumferential direction of the claw is set to the cage outer diameter. It is preferable to set the angle of the claw tip on the side to be 1.5 times or more of the angle of the claw tip on the cage inner diameter side in order to increase the grease leakage preventing effect.
  • the ball bearing of the present invention incorporates the ball bearing cage of the present invention.
  • the grease behavior toward the pocket opening side is the same as that of ball bearings incorporating a general crown-shaped cage, and no grease leakage prevention effect can be expected.
  • a pair of ball bearings is often used, and it often dislikes grease leakage to both ends of the pair of ball bearings.
  • the grease sealing function of the final product can be maintained by incorporating the back side of the ball bearing retainer of the present invention toward the side where it is desired to take measures against grease.
  • a plurality of balls interposed between the inner and outer rings are held in a cage, a grease composition is sealed in a bearing space between the inner ring and the outer ring, and the seal member provided on the outer ring or the inner ring
  • a ball bearing for closing a bearing space, wherein a grease composition is sealed in the bearing space, and the grease composition is formed by adding an additive to a base grease composed of a base oil and a thickener.
  • the additive contains at least one aluminum-based additive selected from aluminum powder and aluminum compound, and the blending ratio of this aluminum-based additive is 0.05 parts by weight or more and 10 parts by weight with respect to 100 parts by weight of the base grease. It is as follows.
  • the crown-shaped cage is applied to the ball bearing, and the inner surface of each pocket in the cage is provided with a recess extending from the pocket opening edge on the cage inner diameter side to the cage outer diameter side.
  • the amount of grease that adheres to the inner surface of the cage is reduced.
  • grease leakage from the back side of the cage pocket can be suppressed, and adhesion of grease to the outer diameter portion of the inner ring can be prevented. Therefore, it is possible to prevent the grease from flowing into the seal groove of the inner ring, thereby preventing the grease leakage from the ball bearing.
  • the grease composition sealed in the bearing space is formed by adding an additive to a base grease composed of a base oil and a thickener, and the additive is at least selected from aluminum powder and an aluminum compound. Contains one aluminum-based additive, and the blending ratio of this aluminum-based additive is 0.05 to 10 parts by weight with respect to 100 parts by weight of the base grease. Can be suppressed. Therefore, the life of the ball bearing in which the grease composition is enclosed can be extended.
  • the cage can prevent grease leakage, it is not necessary to change the design of the shape of the seal groove of the inner ring, and it is not necessary to provide, for example, a slinger in the axial direction of the bearing. Therefore, it is not necessary to increase the number of parts, and space saving can be realized.
  • the bearing can be operated in a suitable state without hydrogen embrittlement, and there is no grease leakage, so that the lubrication life characteristics of the grease enclosed in the bearing space can be fully exhibited.
  • external environmental contamination due to grease leakage for example, abnormal noise due to erosion or slipping on the engine accessory belt or the like is also eliminated. Further, the manufacturing cost can be reduced by reducing the number of parts as compared with the conventional one.
  • the aluminum compound includes at least one compound selected from aluminum carbonate or aluminum nitrate.
  • the ball bearing of the present invention is a bearing that supports the rotary shaft of a motor with a rotary encoder, and holds a plurality of balls interposed between inner and outer rings by a cage, and is attached to the outer ring or inner ring to seal the bearing space. It may be a motor bearing with a rotary encoder having a seal.
  • the concave portion extending from the pocket opening edge on the inner diameter side of the cage to the outer diameter side of the cage is provided on the inner surface of each pocket in the crown-shaped cage, the sensor or inner ring of the rotary encoder as described above.
  • the grease can be prevented from flowing into the seal groove, and therefore leakage of grease from the motor bearing with the rotary encoder can be prevented. Therefore, it is possible to prevent the grease from adhering to the sensor or the like of the rotary encoder and to accurately detect the rotation state. Further, since the grease leakage can be prevented, a non-contact seal can be applied, so that the torque can be reduced. Even when this non-contact seal is applied, it is possible to improve the dust resistance by the cage having this configuration.
  • a ball bearing according to the present invention is a ball bearing in which a plurality of balls interposed between inner and outer rings are held in a cage, and a seal member for closing a bearing space between the inner ring and the outer ring is provided in the outer ring or the inner ring,
  • a seal groove is formed in a circumferential direction on an outer diameter surface of the inner ring, an outer peripheral edge of the seal member is fixed to an inner diameter surface of the outer ring facing the seal groove, and a main lip and a sub lip are formed on an inner periphery of the seal member.
  • the main lip is brought into contact with the seal groove to form a contact seal
  • the sub lip is brought close to the seal groove or its vicinity to form a labyrinth seal.
  • a branch portion is provided at a position near the height, the main lip is formed by a portion protruding from the branch portion in the inner diameter direction, and the tip of the main lip is brought into contact with the outer groove wall of the seal groove to Contact seal
  • the sub lip is formed by a portion protruding inward in the axial direction from the branch portion, and the labyrinth seal is formed between the tip of the sub lip and the inner groove wall of the seal groove. Good.
  • the concave portion is provided in the crown-shaped cage, leakage of grease from the cage rear side can be suppressed. Thereby, it is possible to prevent adhesion of grease to the outer diameter portion of the inner ring.
  • the seal member the grease is sealed by the labyrinth seal formed by the sub lip and the contact seal formed by the main lip, and leakage to the outside is prevented. Intrusion of foreign matter from the outside is also prevented by these contact seals and labyrinth seals.
  • the outer diameter surface of the secondary lip expands in the axial direction at the same height as the outer surface of the inner ring adjacent to the seal groove, so that the grease pushed out from the rolling groove side is smoothly applied to the outer diameter surface of the secondary lip. Move to.
  • the amount of grease passing through the labyrinth seal can be reduced.
  • the internal pressure of the bearing is relieved by the auxiliary lip, and the internal pressure acting on the main lip is reduced. Therefore, the tightening margin of the contact seal formed by this main lip can be reduced to reduce the torque.
  • a sealing member By using such a sealing member, low torque and high sealing performance by the labyrinth structure can be realized. In this case, a space for providing a slinger or the like is unnecessary, and the manufacturing cost can be reduced without increasing the number of parts.
  • a ball bearing according to the present invention is a ball bearing in which a plurality of balls interposed between inner and outer rings are held in a cage, and a seal member for closing a bearing space between the inner ring and the outer ring is provided in the outer ring or the inner ring,
  • One of the seal members is slidably contacted with a seal groove formed at the end of one track, the other rim is fixed to the end of the other track, and the periphery of the seal member that is slidably contacted with the seal groove is sealed.
  • a protrusion is provided on the inner surface of the seal lip.
  • the protrusion When the seal lip is pushed inward due to a pressure difference between the inside of the bearing and the outside of the bearing partitioned by the seal member, the protrusion The protrusion contacts the inner surface of the groove, and the contact of the protrusion partially elastically deforms the seal lip in the vicinity of the contact to form an air passage that communicates the inside of the bearing with the outside of the bearing.
  • the projection on the inner surface of the seal groove when the pressure difference is not caused may be displaceable constructed over the state of the non-contact.
  • the grease scraping suppressing means is provided in the crown-shaped cage, so that leakage of grease from the back side of the cage can be suppressed. Thereby, it is possible to prevent the grease from adhering to the outer diameter portion of the inner ring. Further, when an adsorption phenomenon occurs in the seal member, the seal lip is pushed inward, and at the same time as the seal lip is pushed, the protrusion on the inner surface of the seal lip is pressed against the inner surface of the seal groove. At this time, the seal lip near the contact position of the protrusion and pressed against the inner surface of the seal groove is partially elastically deformed with respect to the other part due to the presence of the protrusion. That is, the seal lip in the vicinity of the contact position of the protrusion cannot contact the inner side surface of the seal groove, and an air passage that connects the inside of the bearing and the outside of the bearing is formed by non-contact.
  • the protrusion tip When both the protrusion and the tip of the seal lip are in contact with the inner surface of the seal groove, due to the difference in contact pressure between the protrusion and the tip of the seal lip, the protrusion tip has a sliding resistance that is the tip of the seal lip. It becomes larger than the sliding resistance.
  • the bearing is rotated in this state, twisting occurs so that the tip of the seal lip undulates and an air passage is formed. For this reason, the pressure balance inside and outside the bearing can be kept instantaneously uniform to prevent the adsorption phenomenon.
  • the air passage for maintaining the pressure balance is immediately closed when the pressure balance between the inside and outside of the bearing is uniform, that is, no pressure difference occurs, and the seal lip is in a normal state. At this time, the protrusion is not in contact with the inner surface of the seal groove. Therefore, the entry of foreign matter from the outside can be minimized, and the air passage is narrow, so that the grease does not leak.
  • the ball bearing according to the present invention is a ball bearing in which a plurality of balls interposed between inner and outer rings are held by a cage, and a seal member for closing a bearing space between the inner ring and the outer ring is provided on the outer ring.
  • a shoulder is formed between the seal groove formed on the side and the end of the inner ring, and the seal member is mounted on the inner peripheral surface of the outer ring facing the seal groove.
  • the main lip may be provided with an inner peripheral surface that faces the seal groove, and an inclined surface that gradually increases in diameter toward the tip of the labyrin slip may be formed on the inner periphery of the labyrin slip.
  • a main seal lip and a labyrinth slip are provided on the inner peripheral portion of the seal member, an inner peripheral surface facing the seal groove is provided on the main lip, and an inclined surface is formed on the inner periphery of the labyrin slip, thereby providing a contact seal.
  • the tip of the main lip can be brought into contact with the track-side groove wall of the seal groove at a contact position lower than the upper end position of the shoulder-side groove wall facing the track-side groove wall of the seal groove.
  • the scattered muddy water does not directly hit the tip of the seal lip. Therefore, even if this bearing is used in an environment where muddy water or the like is scattered, the tip of the seal lip can be stably brought into contact with the raceway-side groove wall of the seal groove, and the sealing performance of the contact seal can be sufficiently ensured. Therefore, leakage of grease in the bearing is prevented and mud water resistance is obtained. Therefore, it is not necessary to increase the urging force of the lip or the like, so that the torque can be reduced.
  • a manufacturing method for manufacturing a ball bearing retainer according to the present invention is a method for manufacturing a ball bearing retainer having the concave portion and a pair of claws, wherein the claw portion on the outer diameter side of the cage in the claws, A claw component having a claw tip portion protruding at least from a claw portion on the inner diameter side of the cage is formed separately from the cage body, and the claw component is incorporated into the inner and outer rings and balls of a ball bearing. Is bonded, welded, or fitted to the cage body. According to this configuration, it is possible to avoid whitening or breakage at the base of the nail when the cage is assembled.
  • a method for manufacturing a ball bearing retainer according to another configuration of the present invention is a method for manufacturing a ball bearing retainer having the recess and a pair of claws, and the claws on the cage outer diameter side of the claws.
  • a cage semi-finished product in which the claw tip portion protruding from the claw portion on the inner diameter side of the cage is opened from the center of the pocket more than at the time of completion is manufactured, and the cage half is formed on the inner and outer rings and balls of the ball bearing.
  • the tip of the nail is thermally deformed or secondary processed into a closed posture along the surface of the ball. According to this configuration, it is possible to avoid whitening or breakage at the base of the nail when the cage is assembled.
  • (A) is a partial enlarged perspective view of the cage
  • (B) is a perspective view showing a state in which a virtual cylinder is added to the perspective view
  • (C) is an enlarged longitudinal sectional view of (B).
  • (A) is the elements on larger scale of the modification of the holder
  • (B) is a perspective view which shows the state which added the virtual polygonal column to the perspective view.
  • (A) is the elements on larger scale of the other modification of the holder
  • (B) is a perspective view which shows the state which added the virtual ring to the perspective view. It is explanatory drawing which shows the relationship between the pocket of the holder
  • (B) is the elements on larger scale of (A).
  • (A) is explanatory drawing of the result of the grease leak test of the ball bearing incorporating the general crown-shaped cage
  • (B) is the elements on larger scale of (A).
  • (A) is the elements on larger scale of the ball bearing retainer concerning 7th Embodiment of this invention
  • (B) is a perspective view which shows the state which added the virtual cylinder to the perspective view. It is sectional drawing of the double row ball bearing incorporating the cage for ball bearings of 7th Embodiment. It is a partial expansion perspective view of the cage for ball bearings concerning 8th Embodiment of this invention.
  • FIG. 1 It is a perspective view which shows the example which gave the inclination to the wall surface of FIG. It is a ball bearing retainer according to an eleventh embodiment of the present invention, and is a perspective view showing an example in which a retainer outer diameter surface excluding a retainer rear surface is omitted.
  • A is a stress distribution diagram when centrifugal force is applied to a general crown-shaped cage, and (b) is a displacement distribution diagram of the cage.
  • (A) is a stress distribution diagram in the case where centrifugal force is applied to a crown-shaped cage having a recess on the inner surface of the pocket, and (b) is a displacement distribution diagram of the cage.
  • (A) is a stress distribution diagram when a centrifugal force is applied to a crown-shaped cage in which a recess is provided on the inner surface of the pocket and the annular portion is removed, and (b) is a displacement distribution diagram of the cage.
  • (A) is a stress distribution diagram when a centrifugal force is applied to a crown-shaped cage having a pocket portion thick in the shape of FIG. 28, and (b) is a displacement distribution diagram of the cage.
  • (A) is a stress distribution diagram when a centrifugal force is applied to a crown-shaped cage whose outer diameter portion is reinforced in the shape of FIG. 28, and (b) is a displacement distribution diagram of the cage.
  • (A) is a stress distribution diagram when a centrifugal force is applied to a crown-shaped cage combining the shapes of FIGS. 29 and 30, and (b) is a displacement distribution diagram of the cage.
  • (A) is a stress distribution diagram when a centrifugal force is applied to a crown-shaped cage in which a reinforcing portion is formed in an annular shape
  • (b) is a displacement distribution diagram of the cage.
  • (A) is a stress distribution diagram when a centrifugal force is applied to a crown-shaped cage having an outer diameter annular portion as a wall surface
  • (b) is a displacement distribution diagram of the cage.
  • (A) is a stress distribution diagram when centrifugal force is applied to the crown-shaped cage whose wall surface is inclined in FIG. 33, and (b) is a displacement distribution diagram of the cage.
  • (A) is a stress distribution diagram when a centrifugal force is applied to a crown-shaped cage from which the outer diameter side of the cage is deleted, and (b) is a displacement distribution diagram of the cage.
  • It is a stress distribution figure which shows the analysis result which gave the displacement which simulated the delay advance of the rolling element with respect to the general crown shape holder.
  • FIG. 32 is a stress distribution diagram showing an analysis result in which a displacement simulating the delay and advance of the rolling element is given to the cage having the shape of FIG. 31.
  • FIG. 32 is a stress distribution diagram showing an analysis result in which a displacement simulating the delay and advance of the rolling element is given to the cage having the shape of FIG. 31.
  • (A) is a perspective view showing the shape which cut
  • (b) is the principal part enlarged view of the perspective view.
  • (A) is sectional drawing of the ball bearing which attached the general seal,
  • (b) is sectional drawing of the ball bearing which reinforced the outer diameter part of the cage
  • FIG. 36 is a cross-sectional view of a ball bearing incorporating any of the crown-shaped cages of FIGS. 29 to 35. It is sectional drawing which provided the bearing concerning this invention in the idler pulley. It is sectional drawing which provided the bearing concerning this invention in the alternator.
  • FIG. 1 is a cross-sectional view in which a bearing according to the present invention is provided in a reduction gear of a motorcycle. It is sectional drawing which provided the bearing concerning this invention in the automatic transmission. It is sectional drawing which shows the planetary gear mechanism which is the principal part of FIG. It is sectional drawing which provided the bearing concerning this invention in the continuously variable transmission. It is a perspective view of the cage for ball bearings of 12th Embodiment of this invention. It is explanatory drawing of the manufacturing method of the ball bearing retainer. It is explanatory drawing of the other manufacturing method of the ball bearing retainer. It is explanatory drawing of the angle from the pocket center of the nail
  • the sliding contact part of a seal structure is represented, (a) is an expanded sectional view which shows the small groove part of a sliding contact part, (b) is an expanded sectional view which shows the contact seal of a sliding contact part. It is a chart showing the actual measurement result of a torque value. It is a chart showing the measurement result of the amount of seal leakage. It is a partial expanded sectional view of the angular ball bearing concerning 14th Embodiment of this invention. It is a partial expanded sectional view of the angular ball bearing concerning 15th Embodiment of this invention. It is a partial expanded sectional view of the double row angular contact ball bearing concerning 16th Embodiment of this invention. It is a figure showing the sealing member etc.
  • (a) is a principal part expanded sectional view
  • (b) is a partial expanded sectional view of a comparative example. It is a figure showing the reference proposal example of this invention, (a) is a partial expanded sectional view of the reference proposed example 1, (b) is a partially expanded sectional view of the reference proposed example 2. It is a partial expanded sectional view of the angular ball bearing which concerns on 18th Embodiment of this invention. It is a perspective view showing the principal part of the seal lip of the angular ball bearing. It is sectional drawing of the normal state of the seal lip. It is sectional drawing of the adsorption
  • (b) is a cross-sectional view taken along the line AA in (a), and (c) a lip when the inner ring is rotated. It is sectional drawing which showed the state of the front-end
  • (a) is a perspective view showing the principal part of the seal lip of a rolling bearing
  • (b) is sectional drawing of the seal lip of a normal state
  • (c) is It is sectional drawing of the seal lip of an adsorption
  • (A) is a cross-sectional view showing a state in which the main lip and the projection are in contact with the seal groove
  • (b) is a cross-sectional view taken along the line BB of (a)
  • (c) is a lip tip when the inner ring is rotated. It is sectional drawing which showed the state of the part. It is a partial expanded sectional view of the angular ball bearing which concerns on 23rd Embodiment of this invention.
  • FIG. 83 is an enlarged cross-sectional view illustrating a main part of FIG. 82.
  • FIG. 83 is a cross-sectional view showing an enlarged main part of FIG. 82; It is a graph which shows the result of a foreign material penetration test.
  • It is a partial expanded sectional view of the angular ball bearing concerning 24th Embodiment of this invention. It is a partial expanded sectional view of the angular ball bearing concerning 25th Embodiment of this invention.
  • (A) is a partial expanded sectional view of the double row angular contact ball bearing concerning this 26th embodiment of this invention
  • (B) is a sectional view showing the state before incorporating the seal member of the double row angular contact ball bearing in a bearing.
  • It is a partial expanded sectional view of the bearing for motors with a rotary encoder which concerns on 27th Embodiment of this invention. It is a partial expanded sectional view of the bearing.
  • FIG. 1 and FIG. 2 are a partially broken perspective view and a partially enlarged sectional view of a ball bearing to which the ball bearing cage of this embodiment is applied.
  • This ball bearing 1 is a sealed deep groove ball bearing, and a plurality of balls 4 are interposed between the raceway surfaces 2a and 3a of the inner ring 2 and the outer ring 3, and a cage 5 for holding these balls 4 is provided.
  • the both ends of the annular space V1 formed between two and three are sealed with contact seals 6 respectively.
  • a grease composition to be described later may be enclosed in the bearing space V1.
  • the ball 4 is made of a steel ball.
  • the contact seal 6 is composed of an annular cored bar 7 and a rubber-like member 8 fixed integrally to the cored bar 7, and the outer peripheral part is fitted in a seal mounting groove 9 formed on the inner peripheral surface of the outer ring 3. Fixed to state.
  • the inner ring 2 has a seal groove 10 formed of a circumferential groove at a position corresponding to the inner peripheral portion of each contact seal 6, and a seal lip 6 a formed at an inner peripheral side end of the contact seal 6 is a seal groove of the inner ring 2. 10 is in sliding contact.
  • the cage 5 has a crown shape having pockets 11 for holding the balls 4 therein at a plurality of locations in the circumferential direction of the annular body 12.
  • Each pocket 11 is partially open on one side surface in the axial direction of the annular body 12.
  • the inner surface of each pocket 11 has a concave spherical curved surface shape along the outer surface of the ball 4.
  • a portion between the adjacent pockets 11, 11 of the annular body 12 serves as a connecting portion 13.
  • a pair of claw-shaped tip portions (claws) 14 facing the circumferential direction are provided so as to protrude in the axial direction.
  • the side surface on the pocket opening side in the bearing axial direction is referred to as the pocket side
  • the opposite side surface is referred to as the back side.
  • FIG. 3 is a view of the portion corresponding to FIG. 4 when the pocket inner surface is a monotone spherical surface.
  • the inner surface of the pocket 11 of the cage 5 of this embodiment is provided with a plurality of recesses 16 extending from the pocket opening edge on the cage inner diameter side to the cage outer diameter side. Yes.
  • the recess 16 By providing the recess 16, the amount of grease adhered to the ball 4 is scraped off by the inner diameter surface of the cage 5, and adhesion of grease to the outer diameter portion of the inner ring 2 is prevented.
  • the recessed portions 16 are formed at two locations located on both sides in the circumferential direction across the center OW11 in the cage circumferential direction at the opening edge of the pocket 11.
  • each recess 16 has a cross-sectional shape along the circumferential direction of the cage (that is, a cross-sectional shape in a plane perpendicular to the cage central axis) smaller than the radius of curvature Ra of the concave spherical surface serving as the inner surface of the pocket 11. Specifically, it has an arc shape with a radius of curvature Rb, and more specifically, as shown in FIG. 3C, it has a cylindrical surface shape substantially along the surface of each virtual cylinder V centered on a straight line L in the radial direction of the cage 5. . As shown in FIG.
  • the recess 16 extends from the pocket opening edge on the inner diameter side of the cage to the vicinity of the ball arrangement pitch circle PCD in the radial direction of the cage, and the ball arrangement from the inner diameter edge of the cage.
  • the shape gradually becomes smaller as it approaches the pitch circle PCD, that is, gradually becomes shallower and narrower.
  • the ball arrangement pitch circle PCD is also called a pocket PCD.
  • the positions of the two recessed portions 16 are, for example, two symmetrical locations where the circumferential orientation angle with respect to the center OW11 in the circumferential direction of the cage at the opening edge of the pocket 11 is 40 ° ⁇ 15 °.
  • the depth of the recess 16 is preferably such that the distance Rc from the center O11 of the concave spherical surface of the pocket inner surface to the deepest position of the recess 16 is 1.05 times or more the radius of the ball 4.
  • the number of the recessed portions 16 is two, but may be three or more.
  • FIG. 5 shows still another example of the shape of the inner surface of the pocket 11 of the cage 5.
  • the cross-sectional shape (cross-sectional shape along the circumferential direction of the cage) of the recessed portion 16 is a polygonal shape instead of an arc shape.
  • the concave portion 16 extends from the opening edge on the inner diameter side of the cage to the vicinity of the ball arrangement pitch circle PCD in the radial direction of the cage, and gradually decreases as the ball arrangement pitch circle PCD approaches from the inner diameter edge of the cage.
  • the shape gradually becomes shallower and narrower.
  • Other configurations in this modification are the same as those in the example of FIG.
  • FIG. 6 shows still another example of the shape of the inner surface of the pocket 11 of the cage 5.
  • the recesses 16 provided on the inner surface of the pocket 11 are provided at two positions on both sides of the center OW11 in the circumferential direction of the cage at the opening edge of the pocket 11 in the embodiment of FIG. , But each recess 16 extends to near the outer diameter edge of the cage.
  • the cross-sectional shape along the circumferential direction of the cage of the inner surface of the recessed portion 16 is an arc shape having a radius of curvature RBb smaller than the radius of curvature Ra of the concave spherical surface serving as the inner surface of the pocket 11, and is shown in detail in FIG.
  • the shape is substantially along the surface of one virtual ring VB.
  • the virtual ring VB may be an outer peripheral surface of a grindstone that processes the recess 16.
  • the virtual ring VB has a ring outer diameter that fits in the pocket 11 and has a donut shape having a circular cross-sectional shape at an arbitrary circumferential position, and the ring center OVB is placed on the cage center axis O as shown in FIG. It has an inclination to it.
  • the cross-sectional shape of the recessed portion 16 along the circumferential direction of the cage is not limited to the shape of each example of FIGS. 4 to 6, but a partial ellipse shape, a rectangular groove shape, a trapezoidal groove shape, and the like. Any cross-sectional shape may be used.
  • the cross-sectional shape of the recess 16 may be asymmetric with respect to the center of the recess.
  • the inner surface shape of the pocket 11 is not limited to a spherical shape, and may be any shape as long as the inner diameter side of the ball arrangement pitch circle PCD becomes a smaller diameter as it approaches the opening diameter of the cage inner diameter side.
  • the ball arrangement pitch circle PCD Further, the outer diameter side portion may be a cylindrical surface shape, and the inner diameter side portion may be a conical surface shape.
  • FIG. 8 shows a second embodiment.
  • This ball bearing retainer 5 is obtained by deleting the back side of the inner diameter surface of the connecting portion 13 in the embodiment shown in FIGS. Thereby, in the pocket 11, the back side becomes a shape surrounded by the arc-shaped shell portion 11a.
  • the amount of the grease adhering to the balls 4 can be reduced by the inner surface of the cage 5 by the concave portion 16, but if slightly adhering, If the amount of accumulation increases, it will lead to grease leakage. That is, in this case, grease adheres to the inner diameter surface of the connecting portion 13 and the grease in this portion can move only in the axial direction.
  • FIG. 8 an example is shown in which the back side of the connecting portion 13 is deleted from the inner diameter surface to the outer diameter surface.
  • the amount of deletion is small. It is desirable.
  • it is also effective to increase the distance between the outer diameter surface of the inner ring 2 and the inner diameter surface of the cage 5.
  • a part of the wall may be deleted and a conventional wall surface may be left on the outer diameter side.
  • FIG. 13 is a schematic diagram of the positional relationship in the axial direction Y, with the sectional view of the inner ring 2 indicated by the phantom line superimposed on the cage 5 of FIG. That is, in the same figure, the axial position Yb of the connecting portion 13 may be on the center side (Yb ⁇ Ya) of the track surface 2a relative to the axial position Ya of the shoulder portion of the track surface 2a of the inner ring 2.
  • the position of Yb in the figure is a position on the back side where the inner diameter surface of the connecting portion 13 may exist, and extends to the same position as the axial position on the back side of the central portion of the pocket 11 on the outer diameter side.
  • the axial thickness of the connecting portion 13 from the Yb position toward the outer diameter side may be gradually or gradually increased toward the back side.
  • FIG. 9 shows a third embodiment.
  • This ball bearing cage 5 shows an example in which the shell 11a of the pocket 11 is made relatively thick in the embodiment of FIG.
  • An increase in the thickness of the shell portion 11a in this case can improve the strength of the cage alone, but increases the area of the inner diameter surface of the cage 5 and may promote grease leakage.
  • the position where a large amount of grease accumulates is in the vicinity of the axial position (indicated by P) that coincides with the shoulder of the raceway surface 2 a of the inner ring 2 in FIG. 13. It is important to reduce the area of the inner diameter surface of the cage 5 in the vicinity of this axial position.
  • the recessed portion 26 is provided also on the outer surface of the shell portion 11a of the pocket 11 to reduce the area of the inner diameter surface of the pocket 11. As a result, a reduction in the amount of grease deposited on the inner diameter surface of the cage 5 and an improvement in strength of the cage alone can be achieved.
  • the recessed portion 16 provided on the inner surface of the pocket 11 may be enlarged as shown in a partially enlarged perspective view as a fourth embodiment in FIG. 10.
  • the annular body 12 constituting the cage 5 has a small axial thickness on the inner diameter side and gradually increases toward the outer diameter side. You may make it reduce the area of the internal diameter surface of the holder
  • FIG. 12 shows a sixth embodiment.
  • This ball bearing retainer 5 is obtained by reducing the weight by deleting a part of the pair of tip portions 14 protruding to the open side of the pocket 11 in the embodiment of FIG.
  • the influence of centrifugal force acting on the cage 5 becomes large.
  • the shape is such that a part of the outer diameter side of the tip end portion 14 is deleted.
  • the tip portion 14 of the cage 5 is deformed so as to be inclined toward the outer diameter side with respect to the central portion in the radial direction of the pocket 11, so that the ball 4 is guided on the inner diameter side of the tip portion 14. Therefore, even if a part of the outer diameter side of the tip end portion 14 is deleted as in this embodiment, there is no adverse effect on the bearing function.
  • FIG. 14 and FIG. 15 show the test results of confirming the grease adhesion state.
  • a ball bearing incorporating the cage 5 of the embodiment shown in FIG. 8 and a ball bearing incorporating a general crown-shaped cage were operated and compared under the same conditions.
  • FIG. 14 shows the grease adhesion state of a ball bearing using the cage 5 of the embodiment of FIG. 8
  • FIG. 15 shows the grease adhesion state of a ball bearing using a general crown-shaped cage.
  • a preferable position of the recess 16 on the inner surface of the pocket 11 is a position indicated by a symbol P in FIG. That is, the position in the bearing axial direction of the recessed portion 16 is a place that substantially coincides with the shoulder portion of the inner ring raceway surface 2 a when the cage 5 is incorporated into the ball bearing 1. This is because a large amount of grease accumulates on the inner diameter surface of the cage 5 due to contact between the balls 4 and the inner ring raceway surface 2a and in the vicinity of the axial position that coincides with the shoulder portion of the raceway surface.
  • FIG. 16 shows a seventh embodiment.
  • the ball bearing retainer 5 is obtained by replacing the two recessed portions 16 provided on the inner surface of the pocket 11 with one recessed portion 16 in the embodiment of FIGS.
  • the recess 16 also extends from the opening edge on the inner diameter side of the cage to the outer diameter side of the cage, and the sectional shape of the inner surface of the recess 16 along the circumferential direction of the cage (that is, perpendicular to the central axis of the cage).
  • the cross-sectional shape obtained by cross-section with a flat surface is an arc having a radius of curvature RCb smaller than the radius of curvature Ra of the concave spherical surface serving as the inner surface of the pocket 11.
  • the recessed portion 16 is provided at one position so as to spread from the center OW11 in the cage circumferential direction at the opening edge of the pocket 11 to one side, and the width W16 of the recessed portion 16 is the width W11 of the pocket 11 in the cage circumferential direction.
  • the width is almost the whole.
  • the width W16 of the recess 16 is preferably larger than half of the width W11 of the pocket 11, and more preferably 2/3 or more, or 3/4 or more.
  • the inner surface shape of the recessed portion 16 is a cylindrical surface shape that substantially follows the surface of the virtual cylinder VC centered on the straight line LC in the radial direction of the cage 5 as shown in FIG.
  • the virtual cylinder VC may be the surface of a grindstone that processes the recess 16.
  • the recessed portion 16 extends from the opening edge on the cage inner diameter side to the ball arrangement pitch circle PCD in the radial direction of the cage, and gradually decreases, that is, gradually, from the cage inner diameter edge to the ball arrangement pitch circle PCD.
  • the shape is shallow and narrow.
  • the dent 16 extends just to the ball arrangement pitch circle PCD, but may slightly extend to the outer diameter side of the cage with respect to the ball arrangement pitch circle PCD, or slightly to the ball arrangement pitch circle PCD. You may not reach it.
  • the depth of the recessed portion 16 is preferably such that the distance RCc from the center O11 of the recessed spherical surface of the pocket inner surface to the deepest position of the recessed portion 16 is 1.05 times or more the radius of the ball 4.
  • the radius of curvature Ra of the concave spherical surface serving as the inner surface of the pocket 11 is slightly larger than the radius of the ball 4 and is less than 1.05 of the radius of the ball 4.
  • the grease behavior toward the pocket opening side is the same as that of a ball bearing incorporating a general crown-shaped cage.
  • the grease leakage prevention effect cannot be expected.
  • a pair of ball bearings is often used, and it often dislikes grease leakage to both ends of the pair of ball bearings.
  • the grease sealing function of the final product can be maintained by incorporating the back surface side of the cage 5 of each of the above embodiments toward the side where the countermeasure against grease is desired.
  • FIG. 17 shows a double row deep groove ball bearing 31 incorporating the ball bearing cage 5 of each of the above embodiments.
  • this ball bearing 31 two rows of raceway surfaces 2 a, 2 a are formed on the outer diameter surface of the inner ring 2, and two rows of raceway surfaces 3 a, 3 a facing these raceway surfaces 2 a are formed on the inner diameter surface of the outer ring 3.
  • two rows of balls 4 are interposed between the raceway surfaces 2a and 3a of the inner and outer rings 2 and 3, respectively. Both ends of the annular space formed between the inner and outer rings 2 and 3 are sealed with contact seals 6 respectively.
  • the balls 4 in each row are held by the cage 5 in each of the above embodiments. In this case, each cage 5 is assembled so that the back side faces the contact seal 6.
  • Other configurations are the same as those of the single row ball bearing 1 of FIG.
  • FIG. 18 is a partially enlarged perspective view of the crown-shaped cage
  • FIG. 19 is a longitudinal sectional view of a main part of the crown-shaped cage, cut along a plane including the bearing axis
  • FIG. 20 is a crown-shaped cage. It is the principal part top view which looked at the retainer from the retainer outer diameter side.
  • the crown-shaped cage is provided with a recess 16 (FIG. 18) on the inner surface of the pocket 11 to remove the annular wall surface Eh, and the pocket bottom wall portion Ps at the center of the pocket 11 in the circumferential direction of the cage.
  • the cross-sectional shape is such that the outer diameter side is thicker than the inner diameter side of the cage. That is, only the thickness of the back side pocket bottom portion P1 on the outer diameter side of the cage is increased more than the thickness ti on the inner diameter side.
  • 21 and 22 show a crown-shaped cage according to the ninth embodiment, in which a reinforcing plate at the bottom of the pocket is provided with a plate Ht having a size that does not allow the mating nail to enter. That is, the thickness of the back pocket bottom portion on the outer diameter side of the cage is increased more than the thickness on the inner diameter side.
  • the reinforcing portion with the increased thickness is formed into a plate shape, and the length L2 of one side of the reinforcing portion is made longer than the distance L1 between the tip portions 14, 14 of the pair of claws in each pocket 11.
  • the crown-shaped cage according to the tenth embodiment in FIG. 23 has an annular wall surface Eh1 on the outer diameter side of the cage and a recess Eh2 on the inner diameter surface on the inner diameter side.
  • the distance between the annular wall surface Eh1 and the inner ring outer diameter surface can be secured larger than that of a general crown-shaped cage or the like, so that the grease does not easily adhere to the inner ring outer diameter surface, and the grease leakage resistance of the cage is reduced. Can keep.
  • the tip 14 of the claw comes into contact with the annular wall surface Eh1, thereby preventing the claw from entering the back side pocket bottom of the other side.
  • grease leakage can be suppressed and it can be used under higher speed rotation than before.
  • the inclined portion Ks of the annular wall surface Eh ⁇ b> 1 is formed so as to gradually increase in thickness from the rear surface of the cage toward the front surface of the cage, and to be connected to the connecting portion 13.
  • the inclined portion Ks makes it easy for the grease attached to the wall surface Eh1 to move to the outer diameter side due to the centrifugal force acting on the cage. As a result, grease does not easily accumulate on the outer surface of the inner ring, and the grease leakage resistance of the cage can be maintained. Also, it can be used at a higher speed than in the prior art.
  • the crown-shaped cage according to the eleventh embodiment of FIG. 25 has an annular wall surface EH2, and the cage outer diameter surface Hg excluding the cage back surface is deleted.
  • EH2 annular wall surface
  • Hg cage outer diameter surface
  • the outside diameter side of the cage that has a great influence on the centrifugal force is deleted. Thereby, stress concentration can be reduced.
  • the tip 14 of the outer diameter side claw may be deformed in the bearing outer diameter direction and come into contact with the outer ring inner diameter surface.
  • FIG. 26 to FIG. 35 show the stress distribution and the displacement distribution when centrifugal force is applied to various shapes of crown-shaped cages.
  • the cage pocket is cut in half along a virtual plane including the cage axial direction (see FIG. 38).
  • the boundary condition for centrifugal force analysis is a cylindrical coordinate system in which the cage radial direction is the x-axis, the cage axial direction is the z-axis, and the cage circumferential direction is ⁇ , the cage cutting surface is constrained in the ⁇ direction, and One point on the inner diameter side of the pocket bottom was constrained in the z direction, and a centrifugal force was applied about the z axis about the cage center.
  • FIGS. 26 to 35 Each figure (a) in FIGS. 26 to 35 is a stress distribution chart, and (b) is a displacement distribution chart.
  • the position represented by the tip of the leader line indicates the maximum stress generation position, and the letters in the square frame at the base end of the leader line indicate the value of the maximum stress. Yes.
  • the displacement distribution diagram of each figure (b) the Max value at the upper left represents the maximum value of the displacement.
  • stress concentration is generated at the bottom of the pocket 11, which is the smallest cross-sectional portion of the cage, when a centrifugal force accompanying bearing rotation acts.
  • the position where the displacement becomes maximum is an outer diameter side tip portion 14c of the claw, as shown in FIG.
  • the maximum value of displacement is, for example, 3.47 ⁇ 10 ⁇ 1 mm.
  • the displacement of the distal end portion 14c of the outer diameter side of the nail was the maximum in all the shapes.
  • the maximum stress generation position at the pocket bottom is the cage inner diameter. It moves from the side to the outer diameter side of the cage, and the stress distribution is slightly wider than that of the general crown-shaped cage. At this time, the maximum stress is, for example, 2.30 ⁇ 104 mN / mm 2 . As shown in FIG. 27B, the maximum value of displacement is, for example, 3.86 ⁇ 10 ⁇ 1 mm.
  • the recessed portion 16 is provided on the inner surface of the pocket 11 and the annular portion wall surface Eh is removed.
  • the maximum stress is, for example, 2.38 ⁇ 104 mN / mm 2 .
  • the maximum displacement value is, for example, 8.20 ⁇ 10 ⁇ 1 mm.
  • the maximum displacement amount of the crown-shaped cage shown in FIGS. 27 and 28 is larger than the maximum displacement amount of the general crown-shaped cage shown in FIG.
  • the recess 11 is provided on the inner surface of the pocket 11, the annular wall surface Eh is removed, and the pocket is thicker than in FIG. In this case, stress concentration and displacement are reduced by increasing the minimum cross-section of the cage. That is, as shown in FIG. 29A, the maximum stress is, for example, 1.31 ⁇ 104 mN / mm 2 . As shown in FIG. 29 (b), the maximum value of displacement is, for example, 3.24 ⁇ 10 ⁇ 1 mm.
  • FIG. 41 (b) a sectional view of a ball bearing with a general seal is shown in FIG. 41 (b).
  • the maximum stress is, for example, 1.89 ⁇ 104 mN / mm 2 as shown in FIG.
  • the maximum value of displacement is, for example, 1.59 ⁇ 10 ⁇ 1 mm. If the distance between the seal 6 and the cage is short, the grease adhering to the back side of the cage may be dragged between the seal 6 and the bearing rotational torque may increase.
  • the shapes shown in FIGS. 29 and 30 may be combined as shown in FIG. Specifically, the cage has a shape in which the cage minimum cross section is increased and the outer diameter side of the cage having a large distance from the seal is thickened.
  • the maximum stress is, for example, 1.14 ⁇ 104 mN / mm 2 as shown in FIG.
  • the maximum value of displacement is, for example, 2.21 ⁇ 10 ⁇ 1 mm.
  • the maximum stress is, for example, 1.09 ⁇ 104 mN / mm 2 as shown in FIG.
  • the maximum value of displacement is, for example, 1.59 ⁇ 10 ⁇ 1 mm.
  • the maximum stress is, for example, 1.18 ⁇ 104 mN / mm 2 as shown in FIG.
  • the maximum value of displacement is, for example, 1.62 ⁇ 10 ⁇ 1 mm.
  • the cage of FIG. 23 has a lower stress concentration and displacement due to centrifugal force than a general crown-shaped cage, and can be speeded up.
  • the maximum stress is, for example, 1.18 ⁇ 104 mN / mm 2 as shown in FIG.
  • the maximum value of the displacement is, for example, 1.64 ⁇ 10 ⁇ 1 mm.
  • the maximum stress is, for example, 1.69 ⁇ 104 mN / mm 2 as shown in FIG.
  • the maximum value of displacement is, for example, 1.64 ⁇ 10 ⁇ 1 mm.
  • FIGS. 43 and 37 show analysis results obtained by giving a displacement that simulates the delay and advance of the rolling elements to a general crown shape cage.
  • the boundary condition is that the cage cutting surfaces Sd and Sd are constrained in the ⁇ direction with respect to the cage half circumference, and the area where the rolling elements contact with one pocket 11 is in the ⁇ direction. Forced displacement is given.
  • the analysis was performed on the cage half circumference, but the analysis result shows one pocket 11 to which a forced displacement is applied.
  • FIGS. 38 and 39 show analysis results obtained by giving a displacement simulating the rolling advance of the rolling element to the cage having the shape of FIG.
  • the stress acting on the bottom of the cage pocket is dispersed by the provision of the recessed portion 16 to the pocket 11 and the removal of the annular wall surface Eh.
  • the maximum value of stress concentration is reduced, and as a result, the displacement amount is also reduced.
  • the stress generated in the claw portions in FIGS. 38 and 39 is generated due to the influence of displacement restraint simulating the delayed advancement of the rolling elements, and can be ignored. Here, attention should be paid to the stress generated at the bottom of the pocket.
  • the maximum stress of the general cage shown in FIGS. 36 and 37 is, for example, 2.92 ⁇ 105 mN / mm 2
  • the maximum stress of the cage shown in FIGS. 38 and 39 is, for example, 1.78 ⁇ 105 mN / mm 2 . is there.
  • FIG. 45 is a longitudinal sectional view of a structure in which the ball bearing is provided on an idler pulley which is an automobile auxiliary machine.
  • the same bearing is fitted to the outer periphery of the shaft Sh, and the pulley PL is rotatably supported by this bearing.
  • grease leakage can be prevented by using the above-described ball bearing cage.
  • the ball bearing cage shown in FIGS. 29 to 35 grease leakage can be prevented and the speed can be increased.
  • FIG. 46 is a cross-sectional view in which the ball bearing is provided in an alternator which is an automobile auxiliary machine.
  • the shaft Sh1 is inserted into the alternator bearings NN1 and NN2, and the pulley PL is attached to the protruding end.
  • the pulley PL is provided with an engagement groove PL1 on which a transmission belt (not shown) is hung.
  • grease leakage can be prevented by providing the above-described cage.
  • the ball bearing cage shown in FIGS. 29 to 35 grease leakage can be prevented and the speed can be increased.
  • the same ball bearing may be fitted to one end and the other end of the axle Sh1, and the axle Sh1 may be configured to be rotatable by a drive source not shown. good.
  • grease leakage can be prevented by providing the above-mentioned cage, and the life of the bearing can be extended.
  • the ball bearing cage shown in FIGS. 29 to 35 grease leakage can be prevented and the speed can be increased.
  • FIG. 48 is a sectional view in which the bearing of the present invention is provided in an automatic transmission.
  • FIG. 49 is a cross-sectional view showing the planetary gear mechanism, which is the main part of FIG.
  • the automatic transmission 55 includes a casing 56, an input shaft 57, an output shaft 58, and a transmission mechanism 59.
  • the input shaft 57 is inserted into the casing 56 and transmits the rotation of the engine (not shown) to the automatic transmission 55 via a torque converter or the like.
  • the output shaft 58 is inserted through the casing 56 and connected to a drive wheel (not shown).
  • the transmission mechanism 59 converts the rotation of the input shaft 57 with an arbitrarily selected rotation ratio and transmits the converted rotation to the output shaft 58.
  • a planetary gear mechanism 60 shown in an enlarged view in FIG. 49 of the transmission mechanism 59 includes a sun gear 62 fixed to the first rotating shaft 61, an internal gear 64 fixed to the second rotating shaft 63, and these sun gears.
  • a plurality of planetary gears 65 disposed between the gear 62 and the internal gear 64, and a planet carrier 66 connected to the plurality of planetary gears 65 via the bearing 1 are provided.
  • the bearing according to the embodiment of the present invention is applied to the bearing 1 and the like.
  • a bearing 1 according to an embodiment of the present invention may be provided in a continuously variable transmission CVT.
  • the inner surface of the pocket has a concave spherical shape
  • the cross-sectional shape along the cage circumferential direction of the inner surface of the concave portion is a circle with a smaller radius of curvature than the radius of curvature of the concave spherical surface serving as the inner surface of the pocket. It may be arcuate.
  • the cross-sectional shape along the circumferential direction of the cage on the inner surface of the recess may be a polygonal shape.
  • the inner surface of the pocket has a concave spherical shape
  • the depth of the concave portion is the distance from the center of the concave spherical surface of the pocket inner surface to the deepest position of the concave portion, which is 1.05 of the radius of the ball.
  • the depth may be double or more.
  • the axial thickness on the outer diameter side of the cage in the cross-section at the center position in the circumferential direction of the cage of the connecting portion may be thicker than the axial thickness on the inner diameter side of the cage.
  • the axial thickness on the outer diameter side of the cage in each pocket may be thicker than the axial thickness on the inner diameter side of the cage.
  • the protruding length in the axial direction of the outer diameter side distal end portion of the cage at the open end portion of each pocket may be shorter than the protruding length in the axial direction of the distal end portion of the cage inner diameter side. .
  • the weight of the cage can be reduced, and when the ball bearing is used at high speed rotation, the stress of the cage due to centrifugal force can be reduced.
  • the cage tip deforms so that it tilts to the outer diameter side with respect to the central part of the pocket, so the ball is guided on the inner diameter side of the tip part, and the outer diameter side of the tip part Even if a part of is deleted, there is no adverse effect on the bearing function.
  • a ball bearing retainer used in an automobile auxiliary machine may be used.
  • the grease behavior toward the pocket opening side is the same as that of ball bearings incorporating a general crown-shaped cage, and no grease leakage prevention effect can be expected.
  • a pair of ball bearings is often used, and it often dislikes grease leakage to both ends of the pair of ball bearings.
  • the grease sealing function of the final product can be maintained by incorporating the back side of the ball bearing retainer of the present invention toward the side where it is desired to take measures against grease.
  • the ball bearing cage in the case of a double row, is a double row ball bearing so that the back side having a grease leakage preventing function faces the outside of the bearing. It is preferable to incorporate it into Thereby, grease leakage from both sides of the double row ball bearing can be suppressed.
  • FIG. 51 shows a twelfth embodiment of the present invention.
  • the pair of claws 14 and 14 of each pocket 11 includes claw portions 14a and 14a on the cage inner diameter side and claw portions 14b and 14b on the cage outer diameter side.
  • the distance between the tips of the claw portions 14b and 14b on the outer diameter side of the cage is set to be narrower than the distance between the tips of the claw portions 14a and 14a on the cage inner diameter side.
  • claws 14 and 14 is narrowed in steps toward a cage outer diameter side from a cage inner diameter side.
  • the angle ⁇ a and ⁇ b with respect to the circumferential direction of the cage facing the tip of the cage outer diameter side claw portion 14b, and the angle ⁇ b of the cage outer diameter side claw portion 14b facing the tip of the cage outer diameter side are It is preferable to set the angle ⁇ a so as to be 1.5 times or more ( ⁇ b ⁇ 1.5 ⁇ a).
  • the width in the cage radial direction of the claw portion 14b on the cage outer diameter side as shown in FIG. That is, when it is assumed that It is the total width (pocket width) of the claw 14 projected onto the straight line N in the cage radial direction passing through the center of the cage 11 in the circumferential direction of the pocket 11, the outer diameter side of the cage projected onto the straight line N It is preferable to set the width Ie of the claw portion 14b to be 2/3 or less (IeI ⁇ 2 / 3It) of the full width It.
  • the assembly of a ball bearing using a crown-shaped cage is performed by inserting the cage into the inner and outer rings and then incorporating the cage.
  • the crown-shaped cage is made of resin
  • the distance between the tips of the pair of claws in the pocket is smaller than 90% of the ball diameter
  • an excessive force is applied to the nails when the cage is assembled to the ball, The possibility of whitening or damage at the base of the nail increases.
  • the distance between the tips of the claw portions 14 b on the cage outer diameter side is narrower than 90% of the diameter of the balls 4. For this reason, it is difficult to incorporate the finished product of the cage 5 after putting the balls 4 into the ball bearing 1.
  • the ball bearing retainer 5 is manufactured by the steps shown in FIGS. 50A, the claw component 14ba having a claw tip portion protruding from the claw portion 14a on the cage inner diameter side of the claw portion 14b on the cage outer diameter side of the claw 14 as shown in FIG. Is formed separately from the cage body 5A. Then, after the cage body 5A is incorporated in the inner and outer rings 2, 3 (FIG. 1) and the ball 4 of the ball bearing 1, the claw component 14ba is bonded to the cage body 5A as shown in FIG. Or, welding or fitting by hot press or the like. As a result, it is possible to avoid whitening or breakage at the base of the nail 14 during assembling.
  • the claw component 14ba may be not only the claw tip portion protruding from the claw portion 14a on the cage inner diameter side but also the most or the whole claw portion 14b on the cage outer diameter side.
  • a cage semi-finished product 5B having an open posture that is more distant from the pocket center O11 than at the time of completion is manufactured. After the cage semi-finished product 5B is assembled in the inner and outer rings 2, 3 (FIG. 1) and the ball 4 of the ball bearing 1, the claw tip portion 14ba is placed on the surface of the ball 4 as shown in FIG.
  • the closed posture is bent while applying heat to be thermally deformed or subjected to secondary processing. As a result, it is possible to avoid whitening or breakage at the base of the nail 14 during assembling.
  • FIGS. 57 and 58 show the ball bearing retainer 5 of this embodiment by changing the angle ⁇ b (FIG. 54) and the width Ie (FIG. 54) of the claw 14 b on the cage outer diameter side of the claw 14. It is a graph which shows the result of having performed the grease leak test. Table 1 shows the test conditions in this case.
  • the vertical axis represents the ratio of grease leakage
  • the horizontal axis represents the ratio of the angle ⁇ b of the cage outer diameter side claw 14b to the angle ⁇ a of the cage inner diameter claw 14a (corresponding to a conventional claw).
  • the vertical axis represents the ratio of grease leakage
  • the horizontal axis represents the ratio of the width Ie of the claw portion 14b on the cage outer diameter side to the full width (pocket width) It of the claw 14.
  • the angle ⁇ b of the claw portion 14b on the cage outer diameter side in FIG. 54 is set to the claw portion 14a on the cage inner diameter side.
  • the angle ⁇ a is preferably 1.5 times or more.
  • the width Ie of the claw portion 14b on the outer diameter side of the cage is preferably 2/3 or less of the full width (pocket width) It of the claw 14.
  • FIG. 59 and FIG. 60 show the test results of confirming the grease adhesion state.
  • a ball bearing in which the ball bearing retainer 5 of the twelfth embodiment is incorporated and grease is sealed and a ball bearing in which a general crown-shaped cage is sealed and grease is sealed are operated under the same conditions. And compared.
  • an axial load was applied to the inner ring in the direction perpendicular to the paper surface, and the outer ring was rotated in the direction of the arrow shown in FIG.
  • FIG. 59 shows a grease adhesion state of a ball bearing using the ball bearing cage 5 of the twelfth embodiment
  • FIG. 60 shows a grease adhesion state of a ball bearing using a general crown-shaped cage.
  • the distance between the tips of the claw portions 14a on the cage inner diameter side of the pair of claws 14 of each pocket 11 is larger than that of the cage.
  • the protrusion length of the claw portion 14a on the cage inner diameter side and the claw portion 14b on the cage outer diameter side changes stepwise. If the protrusion length of the claw tip on the outer diameter side of the cage is longer than the tip of the claw on the side, the shape of the claw 14 can be any as long as it is not in contact with the inner and outer rings 2, 3 and the contact seal 6 (FIG. 1) Shape may be sufficient.
  • FIG. 61 shows another example of the shape of the claw 14 in the ball bearing retainer 5 of this embodiment. In this example, the interval between the tips of the pair of claws 14, 14 of each pocket 11 is infinitely narrowed from the cage inner diameter side toward the cage outer diameter side.
  • FIG. 62 shows still another example of the shape of the claw 14 in the ball bearing retainer 5 of this embodiment.
  • the ends of the pair of claws 14 and 14 of each pocket 11 on the inner diameter side of the cage are opened, and the tips on the outer diameter side of the cage are connected. That is, in this example, in the pair of claws 14 and 14 of the cage 5 shown in FIG. 51, the claw portions 14b and 14b on the cage outer diameter side facing each other are further extended to be connected to each other.
  • FIG. 63 shows a method of manufacturing the ball bearing cage 5 having the claw shape shown in FIG.
  • the cage outer diameter side claw portion 14b connected between the pair of claws 14 and 14 and the cage circumferential direction from both ends of the claw portion 14b.
  • a claw component 14A having a connecting portion 14c that extends and a fitting protrusion 14d that protrudes from the connecting portion 14c toward the back side of the cage is formed separately from the cage body 5A.
  • the claw component 14 ⁇ / b> A has an annular shape that extends across the plurality of pockets 11, and has a plurality of claw portions 14 b corresponding to the plurality of pockets 11.
  • a fitting hole 13a into which the fitting projection 14d of the claw component 14A is fitted is formed in the connecting portion 13 of the annular body 12.
  • the fitting protrusion 14d of the claw component 14A is held as shown in FIG. 63 (B). It fits into the fitting hole 13a of the vessel body 5A.
  • one claw component 14A has a shape having a plurality of claw portions 14b corresponding to a plurality of pockets 11, the claw portion 14b on the outer diameter side of the cage can be covered with a smaller number of parts than the number of pockets. Can be assembled easily, and the manufacturing cost can be reduced.
  • the claw part 14A is bonded to the cage body 5A after the cage body 5A is assembled, It may be welded or fitted. That is, when the claw part 14A having the claw tip portion 14ba protruding at least from the claw portion 14a on the cage inner diameter side of the claw portion 14b on the cage outer diameter side of the claw 14 is formed separately from the cage body 5A. After the cage body 5A is incorporated in the inner and outer rings 2, 3 and the ball 4 of the ball bearing 1, the claw component 14A can be bonded, welded, or fitted to the cage body 5A.
  • the claw part may be an annular part that is continuous across a plurality of pockets.
  • the portion on the outer diameter side of the cage can be covered with a smaller number of parts than the number of pockets, and assembling becomes easy and the manufacturing cost can be reduced.
  • the surface analysis of the bearing rolling surface shows that the aluminum compound reacts with the frictional wear surface or the new metal surface exposed by wear by forming an aluminum additive, and an aluminum coating is formed on the bearing rolling surface along with iron oxide. I understood the result.
  • This iron oxide and aluminum coating formed on the rolling surface of the bearing suppresses the generation of hydrogen due to the decomposition of the grease composition and prevents unique peeling due to hydrogen embrittlement. It is done.
  • the aluminum-based additive added to the grease composition is at least one selected from aluminum powder and aluminum compound.
  • Aluminum compounds include aluminum carbonate, aluminum sulfide, aluminum chloride, aluminum nitrate and its hydrate, aluminum sulfate, aluminum fluoride, aluminum bromide, aluminum iodide, aluminum oxide and its hydrate, aluminum hydroxide, selenium Aluminum fluoride, aluminum telluride, aluminum phosphate, aluminum phosphide, lithium aluminate, magnesium aluminate, aluminum selenate, aluminum titanate, aluminum zirconate and other inorganic aluminum, aluminum benzoate, aluminum citrate and other organic aluminum Is mentioned.
  • These aluminum-based additives may be added to grease by mixing one type or two types.
  • an aluminum powder having a high extreme pressure effect is particularly preferable because it has excellent heat resistance and resistance to thermal decomposition.
  • the compounding ratio of the aluminum-based additive is 0.05 to 10 parts by weight with respect to 100 parts by weight of the base grease. That is, (1) when the aluminum-based additive is only aluminum powder, 0.05 to 10 parts by weight of aluminum powder with respect to 100 parts by weight of the base grease, and (2) the aluminum-based additive is only aluminum compound In this case, 0.05 parts by weight to 10 parts by weight of the aluminum compound with respect to 100 parts by weight of the base grease. (3) When the aluminum-based additive is aluminum powder and an aluminum compound, On the other hand, the aluminum powder and the aluminum compound are combined in an amount of 0.05 to 10 parts by weight. If the blending ratio of the aluminum additive is less than this blending range, peeling on the rolling surface due to hydrogen embrittlement cannot be effectively prevented. Moreover, even if it exceeds the said range, the peeling prevention effect does not improve any more.
  • the base oil that can be used in the present invention includes mineral oil such as spindle oil, refrigerating machine oil, turbine oil, machine oil, dynamo oil, highly refined mineral oil, liquid paraffin, polybutene, and synthesized by the Fischer-Tropsch method.
  • GTL oil poly- ⁇ -olefin oil, alkyl naphthalene, alicyclic compound and other hydrocarbon synthetic oils, or natural oils, polyol ester oils, phosphate ester oils, polymer ester oils, aromatic ester oils, Non-hydrocarbon synthetic oils such as carbonate ester oil, diester oil, polyglycol oil, silicone oil, polyphenyl ether oil, alkyl diphenyl ether oil, alkylbenzene oil, and fluorinated oil can be used. Among these, it is preferable to use alkyl diphenyl ether oil or poly- ⁇ -olefin oil excellent in heat resistance and lubricity.
  • Thickeners that can be used in the present invention among the grease composition include soaps such as benton, silica gel, fluorine compound, lithium soap, lithium complex soap, strong lucium soap, calcium complex soap, aluminum soap, aluminum complex soap, Examples include urea compounds such as diurea compounds and polyurea compounds. Of these, urea compounds are desirable in view of heat resistance, cost, and the like.
  • a urea compound is obtained by reacting an isocyanate compound and an amine compound. In order not to leave a reactive free radical, the isocyanate group of the isocyanate compound and the amino group of the amine compound are preferably blended so as to be approximately equivalent.
  • the diurea compound can be obtained, for example, by a reaction between diisocyanate and monoamine.
  • diisocyanate include phenylene diisocyanate, tolylene diisocyanate, diphenyl diisocyanate, diphenylmethane diisocyanate, octadecane diisocyanate, decane diisocyanate, hexane diisocyanate, etc.
  • monoamines include octylamine, dodecylamine, hexadecylamine, stearylamine, And oleylamine, aniline, p-toluidine, cyclohexylamine and the like.
  • the polyurea compound can be obtained, for example, by reacting diisocyanate with a monoamine or diamine.
  • diisocyanate and monoamine include those similar to those used for the production of the diurea compound.
  • diamine include ethylenediamine, propanediamine, butanediamine, hexanediamine, octanediamine, phenylenediamine, tolylenediamine, xylenediamine, And diaminodiphenylmethane.
  • a base grease can be obtained by blending a thickener such as a urea compound into the base oil and blending the aluminum additive and the like.
  • a base grease using a urea compound as a thickener is prepared by reacting an isocyanate compound and an amine compound in a base oil.
  • the blending ratio of the thickener in 100 parts by weight of the base grease is 1 part by weight or more and 40 parts by weight or less, preferably 3 parts by weight or more and 25 parts by weight or less. If the content of the thickener is less than 1 part by weight, the effect of thickening will be reduced, making it difficult to make grease, and if it exceeds 40 parts by weight, the resulting base grease will be too hard and the desired effect will not be obtained. Become.
  • a known grease additive can be included as required.
  • the additives include antioxidants such as organic zinc compounds, amines, and phenolic compounds, metal deactivators such as benzotriazole, viscosity index improvers such as polymethacrylate and polystyrene, molybdenum disulfide, and graphite.
  • examples include solid lubricants, metal sulfonates, rust inhibitors such as polyhydric alcohol esters, friction reducers such as organic molybdenum, oil agents such as esters and alcohols, and antiwear agents such as phosphorus compounds. These can be added alone or in combination of two or more. Since the grease composition of the present invention can suppress the occurrence of peculiar peeling due to hydrogen embrittlement, the life of the grease-sealed bearing can be improved.
  • Examples 1 to 8 In half of the base oil shown in Table 2, 4,4-diphenylmethane diisocyanate (trade name Millionate MT, hereinafter referred to as MDI) manufactured by Nippon Polyurethane Industry Co., Ltd. was dissolved in the proportion shown in Table 2, and the remaining half In this base oil, a monoamine that was twice the equivalent of MDI was dissolved. The blending ratio and type of each are shown in Table 2. A solution in which monoamine was dissolved was added while stirring the solution in which MDI was dissolved, and then the reaction was continued at 100 ° C. to 120 ° C. for 30 minutes to produce a diurea compound in the base oil. To this, an aluminum-based additive and an antioxidant were added at the blending ratio shown in Table 2, and the mixture was further stirred at 100 to 120 ° C. for 10 minutes. Thereafter, the mixture was cooled and homogenized with three rolls to obtain a grease composition.
  • MDI 4,4-diphenylmethane diisocyanate
  • the synthetic hydrocarbon oil used as the base oil is Shinflud 601 manufactured by Nippon Steel Chemical Co., Ltd. having a kinematic viscosity of 30 mm 2 / sec at 40 ° C.
  • the alkyl diphenyl ether oil has a kinematic viscosity of 97 mm 2 / sec at 40 ° C.
  • Moresco High Lube LB100 manufactured by Matsumura Oil Co., Ltd. was used.
  • the hindered phenol by Sumitomo Chemical Co., Ltd. was used for antioxidant.
  • the obtained grease composition was subjected to a rapid acceleration / deceleration test. Test methods and test conditions are shown below. The results are shown in Table 2.
  • ⁇ Rapid acceleration / deceleration test> An alternator, which is an example of an electrical accessory, was simulated, and the grease composition was enclosed in an inner ring rotating deep groove ball bearing 6303 that supports a rotating shaft, and a rapid acceleration / deceleration test was performed.
  • the rapid acceleration / deceleration test conditions are as follows: Set the operating conditions at 1960 N for the load applied to the pulley attached to the tip of the rotating shaft, the rotation speed from 0 rpm to 18000 rpm, and further with a current of 0.1 A flowing in the test bearing. Carried out. Then, abnormal peeling occurred in the bearing, and the time when the vibration of the vibration detector exceeded the set value and the generator stopped (peeling life time, h) was measured. The test was terminated after 500 hours.
  • the grease composition sealed in the bearing space V1 is added to a base grease composed of a base oil and a thickener.
  • the additive contains at least one aluminum-based additive selected from aluminum powder and aluminum compound, and the mixing ratio of the aluminum-based additive is 0 with respect to 100 parts by weight of the base grease. Since it is 0.05 parts by weight or more and 10 parts by weight or less, the occurrence of peculiar peeling due to hydrogen embrittlement can be suppressed. Therefore, the life of the ball bearing 1 in which the grease composition is enclosed can be extended.
  • Grease leakage can be prevented by the retainer 5 provided with the recessed portion 16, so that it is not necessary to change the design of the shape of the seal groove 10 of the inner ring 2, and it is necessary to provide, for example, a slinger in the axial direction of the bearing. Nor. Therefore, it is not necessary to increase the number of parts, and space saving can be realized.
  • the cage 5 and the grease composition By applying the cage 5 and the grease composition, the bearing can be operated in a suitable state without hydrogen embrittlement, and there is no grease leakage. Therefore, the lubrication life characteristics of the grease enclosed in the bearing space V1 are sufficient. Demonstrated. Furthermore, external environmental contamination due to grease leakage, for example, abnormal noise due to erosion or slipping on the engine accessory belt or the like is also eliminated. Further, the manufacturing cost can be reduced by reducing the number of parts as compared with the conventional one.
  • the ball bearing which is the basic configuration of this aspect includes the ball cage of the present invention, a plurality of balls interposed between the inner and outer rings are held by the cage, and a grease composition is sealed in the bearing space between the inner ring and the outer ring.
  • An additive is blended into the base grease, and the additive contains at least one aluminum-based additive selected from aluminum powder and aluminum compound, and the blending ratio of the aluminum-based additive is 100 wt. 0.05 parts by weight or more and 10 parts by weight or less with respect to parts.
  • aspects of the thickener include urea-based thickeners.
  • the base oil includes at least one oil selected from alkyl diphenyl ether oil and poly- ⁇ -olefin oil.
  • the ball bearing of the above basic configuration is interposed between the outer ring having a double-row raceway surface on the inner periphery, the inner ring having a double-row raceway surface facing the raceway surface, and the raceway surfaces of the inner ring and the outer ring.
  • It may be a double-row angular ball bearing having double-row balls, a cage for holding the balls of each row, and a seal member provided on the outer ring or the inner ring and closing a bearing space between the inner ring and the outer ring.
  • a ball bearing 1 according to this embodiment is a single-row angular contact ball bearing provided with a ball bearing cage 5 according to the present invention. As shown in FIG. 64, this single-row angular contact ball bearing has a plurality of balls 4 interposed between the raceways 2a and 3a of the inner ring 2 and the outer ring 3 and retains these balls 4 (or will be described later).
  • a cage 5C) is provided, and one end on the pocket opening side of the annular space formed between the inner and outer rings 2 and 3 is sealed with a seal member 6 shown in FIGS. 65 and 66 described later.
  • the raceway surfaces 2a and 3a are formed to have a predetermined contact angle indicated by a one-dot chain line in FIG.
  • the counter bore portion forming the outer ring surface on the left side in FIG. 64 without the seal groove 10 is formed to have a smaller diameter than the outer diameter portion 2D on the right side in FIG.
  • the inner ring 2 can be easily incorporated into the outer ring 3 and the ball 4 from the outer diameter surface of the left inner ring.
  • the distance between the inner diameter surface 5d of the cages 5 and 5C on the back side of the pocket and the inner ring outer diameter surface can be increased.
  • Grease is sealed in the bearing space.
  • this angular ball bearing by using the following seal member 6 and the cage 5 of the present invention described above, low torque, grease leakage resistance, dust resistance, and space saving are simultaneously achieved at low cost.
  • annular seal groove 10 is formed along the circumferential direction on the right side of the inner ring outer diameter surface.
  • a seal member fixing groove 9 facing the seal groove 10 is formed on the inner surface of the outer ring.
  • An annular seal member 6 is interposed between the seal groove 10 and the seal member fixing groove 9.
  • the seal member 6 is formed by molding a synthetic rubber 8A on a cored bar 7, and an outer peripheral edge 6c is fitted and fixed in the seal member fixing groove 9.
  • the inner diameter R1 of the cored bar 7 is larger than the outer diameter R2 of the inner ring outer diameter surface (outer diameter portion) 2D of the inner ring 2.
  • a constricted portion 8Aa is formed in the synthetic rubber 8A, and the thickness of the synthetic rubber 8A is small in the constricted portion 8Aa. It has become.
  • a portion extending linearly from the constricted portion 8Aa in the inner diameter direction is formed, and a branch portion 8Ab is provided in the middle thereof.
  • a portion extending in the inner diameter direction from the branch portion 8Ab becomes the main lip 8Ac, and a portion divided in the inward axial direction becomes the sub lip 8Ad.
  • the main lip 8Ac and the sub lip 8Ad continue in an inverted L shape at the branch portion 8Ab.
  • the branching portion 8Ab is a range where the portions obtained by extending the thickness of the main lip 8Ac and the thickness of the sub lip 8Ad intersect with each other and are surrounded by the alternate long and short dash line in FIG.
  • the branch portion 8Ab is located at a position separated by a minute amount ⁇ X on the inner diameter side from the extension line L3 of the inner ring outer diameter surface 2D. Due to the presence of such a distance ⁇ X, a step is generated between the inner ring outer diameter surface 2D and the auxiliary lip 8Ad, which is obtained by subtracting the radius R3 from the radius R2.
  • the step does not become an obstacle to the grease moving from the inner ring outer diameter surface 2D side to the sub lip 8Ad side as indicated by an arrow a in FIG.
  • the size of the distance ⁇ X is limited to a range that does not impair the relaxation action.
  • the outer peripheral radius R3 of the sub lip 8Ad is larger than the radius R2 of the inner ring outer diameter surface 2D, that is, R3> R2 and the stepped portion moves the grease.
  • the tip of the auxiliary lip portion 8Ad is formed on an inclined surface parallel to the inclined inner groove wall 10b of the seal groove 10, and a labyrinth seal Ls is formed between the inner groove wall 10b. Is done.
  • the seal groove 10 has a groove bottom (bottom surface) 10a, an outer groove wall 10c, and an outer land 10d.
  • the radius R4 of the outer land 10d is smaller than the radius R2 of the inner ring outer diameter surface 2D.
  • a slidable contact portion 8Aca slightly warped in the direction of the outer surface is provided at the distal end portion of the main lip 8Ac, and the sharpened tip portion thereof is brought into contact with the outer groove wall 10c of the seal groove 10 with a required tightening margin.
  • a contact seal S1 is formed.
  • the shape of the tip of the sliding contact portion 8Aca in the natural state is indicated by a one-dot chain line.
  • the shape deformed by the tip of the sliding contact portion 8Aca coming into contact with the outer groove wall 10c is indicated by a solid line, and the contact seal S1 is formed at the deformed portion.
  • the contact seal S1 is shown only in the shape in the natural state for convenience.
  • the main lip 8Ac and the sub lip 8Ad have an inverted L shape via the branching portion 8Ab, but the inverted L-shaped portion and the portion surrounded by the inner groove wall 10b of the seal groove 10 facing this have a relatively large volume.
  • Grease pool Gd This grease reservoir Gd communicates with the inside of the bearing by a labyrinth seal Ls and is closed by a contact seal S1.
  • small groove portions 8Acb are provided at two positions at symmetrical positions on the entire circumference at the tip of the sliding contact portion 8Aca.
  • the tightening allowance of the main lip 8Ac in the contact seal S1 is reduced by the labyrinth seal Ls existing on the inner side thereof, so that the grease leakage pressure is reduced. Can be set small.
  • the tightening allowance can be adjusted by changing the thickness of the constricted portion 8Aa, the thickness of the main lip 8Ac, the sliding contact portion 8Aca, and the like.
  • the tightening allowance of the contact seal S1 can be further reduced for the following reason.
  • One reason is that a part of the grease pushed outward from the raceway surface 2a through the inner ring outer diameter surface 2D moves onto the outer diameter surface of the auxiliary lip 8Ad as shown by an arrow a in FIG. It is. Since the outer diameter surface of the auxiliary lip 8Ad is a surface parallel to the shaft, the grease is prevented from being pushed back. In the conventional seal structure in which the outer diameter surface of the secondary lip is inclined inward, the grease tends to be pushed back inward, which increases the pressure of the grease.
  • the second reason is that the grease reservoir Gd is relatively surrounded by the main lip 8Ac, the sub lip 8Ad, and the inner groove wall 10b of the seal groove 10 facing the main lip 8Ac, which are continuous in an inverted L shape via the branch portion 8Ab. It is formed with a large volume. As a result, the internal pressure of the grease reservoir Gd is further reduced.
  • a comparative experiment was performed on the product of the thirteenth embodiment (both sealed products) and the next current product.
  • the concave portion 16 is provided in the crown-shaped cage 5, and the amount of grease adhering to the ball 4 can be reduced by the inner diameter surface 5d of the cage 5.
  • grease adhesion to the outer diameter part 2D of the inner ring 2 can be prevented. Therefore, adhesion of grease to the seal groove 10 of the inner ring 2 can be prevented. It is not necessary to change the design of the shape of the seal groove 10, and it is not necessary to secure a space for providing a slinger or the like. Therefore, the number of parts can be reduced as compared with the conventional one, and the manufacturing cost can be reduced.
  • the grease is sealed by the labyrinth seal Ls formed by the sub lip 8Ad and the contact seal S1 formed by the main lip 8Ac, and leakage to the outside is prevented. Since the outer diameter surface of the secondary lip 8Ad extends in the axial direction at the same height as the inner ring outer diameter surface 2D, the grease pushed out from the raceway surface 2a smoothly moves to the outer diameter surface side. Therefore, the amount of grease passing through the labyrinth seal Ls can be reduced. The internal pressure of the bearing is relieved by the auxiliary lip 8Ad, and the internal pressure acting on the main lip 8Ac is reduced. Therefore, it is possible to reduce the torque by reducing the tightening margin of the contact seal S1 formed by the main lip 8Ac.
  • the amount of the grease adhering to the balls 4 is scraped off by the cage inner diameter surface 5d by the recess 16.
  • the recess 16 allows grease that can be deposited near the pocket opening edge of the cage 5 to smoothly enter the inner surface of the pocket 11 and contribute to lubrication.
  • the seal member 6 is surrounded by the main lip 8Ac, the sub lip 8Ad, and the inner side wall 10b of the seal groove 10 facing the main lip 8Ac and the sub lip 8Ad via the branch portion 8Ab, and communicates with the inside of the bearing at the labyrinth seal Ls.
  • a grease sump Gd closed at the seal S1 is formed. Since the grease reservoir Gd acts to further relax the internal pressure of the bearing, it is possible to reduce the tightening margin of the main lip 8Ac and reduce the torque, and at the same time, achieve a high seal.
  • the 64 is formed with a smaller diameter than the outer diameter portion 2D on the right side of the figure, so that the inner ring 2 is positioned outside the inner ring on the left side with respect to the outer ring 3 and the ball 4. It can be easily assembled from the radial surface. Furthermore, the distance between the inner diameter surface 5d of the cages 5 and 5C on the back side of the pocket and the inner ring outer diameter surface can be increased. In this case, due to the synergistic effect of reducing the amount of the grease adhering to the balls 4 scraped by the inner diameter surface 5d of the cage 5 by the recess portion 16, it is possible to prevent the grease from adhering to the left inner ring outer diameter surface. It becomes possible.
  • the seal groove 10 is formed on the back side of the pocket of the inner ring 2, that is, the left side, and the seal member 6 is provided only at the left end.
  • a seal member fixing groove 9 is formed at the left end of the inner surface of the outer ring corresponding to the left seal groove 10.
  • the counter bore portion that forms the outer diameter surface of the inner ring on the right side of FIG. 69 is formed to have a smaller diameter than the outer diameter portion 2D on the left side of the same drawing.
  • the grease pushed out from the raceway surface 2a and the like to the left side of the drawing has an amount of scraping off the grease adhered to the balls 4 by the inner diameter surface 5d of the cage 5 by the recess 16 (FIG. 4). Decrease. Thereby, adhesion of grease to the outer diameter portion 2D of the inner ring 2 can be prevented, and grease flow to the seal groove 10 can be prevented. Even if some grease adheres to the outer diameter portion 2D, this grease can smoothly move to the outer diameter surface of the sub lip 8Ad. Therefore, the amount of grease passing through the labyrinth seal Ls (FIG. 65) can be reduced.
  • the internal pressure of the bearing is relieved by the auxiliary lip 8Ad, and the internal pressure acting on the main lip 8Ac is reduced. Therefore, it is possible to reduce the torque by reducing the tightening margin of the contact seal S1 (FIG. 65) formed by the main lip 8Ac.
  • the left seal member 6 minimizes the entry of foreign matter from the outside of the bearing.
  • seal members 6 and 6 may be provided on both sides of the inner and outer rings as in the single-row angular contact ball bearing of the fifteenth embodiment of FIG.
  • Grease pushed out from the raceway surface 2a and the like to the right side of the figure can be prevented from leaking by the seal member 6 on the right side.
  • the amount of the grease adhering to the balls 4 scraped off by the inner diameter surface 5d is reduced by the recess 16 (FIG. 4) of the cage 5. Therefore, grease flow to the seal groove 10 on the left side of the inner ring 2 can be prevented.
  • the ball bearing of the sixteenth embodiment shown in FIG. 71 is a sealed double-row angular contact ball bearing.
  • the double-row angular contact ball bearing includes an inner ring 2, an outer ring 3, a plurality of balls 4, cages 5, 5, and a seal member 6. , 6.
  • the contact angles ⁇ 1 and ⁇ 2 of the double row angular contact ball bearing have a substantially “C” -shaped cross section as shown by a one-dot chain line in FIG.
  • Double rows of balls 4 are interposed between the raceway surfaces 2a and 3a, and cages 5 in each row hold a plurality of balls 4 in each row.
  • the pocket open side of the cages 5 in each row is directed inward in the axial direction, and the back side of the pocket faces the seal member 6 with a slight distance. In other words, it arrange
  • each of the crown-shaped cages 5 is provided with the recess 16 so that the pocket surfaces of the two cages 5 and 5 face each other. Reduces grease leakage. Thereby, grease adhesion to the outer diameter part 2D of the inner ring 2 can be prevented. Therefore, it is possible to prevent the adhesion of grease to the seal groove 10 of the inner ring 2, and it is not necessary to change the design of the shape of the seal groove 10, and it is not necessary to provide a space for providing a slinger or the like. Therefore, the number of parts can be reduced as compared with the conventional one, and the manufacturing cost can be reduced.
  • the seal member 6 grease is sealed by the labyrinth seal Ls formed by the sub lip 8Ad and the contact seal S1 formed by the main lip 8Ac, and leakage to the outside is prevented. Since the outer diameter surface of the secondary lip 8Ad extends in the axial direction at the same height as the inner ring outer diameter surface 2D, the grease pushed out from the raceway surface 2a smoothly moves to the outer diameter surface side. Therefore, the amount of grease passing through the labyrinth seal Ls can be reduced. The internal pressure of the bearing is relieved by the auxiliary lip 8Ad, and the internal pressure acting on the main lip 8Ac is reduced.
  • the above-described cage shape can suppress the grease from adhering to the inner ring outer diameter portion 2D, and the grease leakage from the rear side of the cage, that is, from the anti-pocket side can be suppressed. Furthermore, by using the sealing member 6, low torque and high sealing performance can be realized by the labyrinth structure.
  • the rolling bearing of the seventeenth embodiment of FIG. 72 is a single-row sealed deep groove ball bearing, which is provided with a cage 5C that holds a plurality of balls 4, and has both ends of an annular space formed between the inner and outer rings 2 and 3. Each is sealed with the sealing member 6 shown in FIGS.
  • the seal structure according to the seventeenth embodiment shown in FIG. 72 (a) is basically the same as the seal structure according to the thirteenth embodiment shown in FIGS. The difference is that the radial position of the branch portion 8Ab is in a position including the extension line L3 of the inner ring outer diameter surface 2D, and most of the auxiliary lip 8Ad is higher than the extension line L3 (the outer diameter side of the seal member 6). Is to exist.
  • the radius R3 of the maximum diameter portion of the auxiliary lip 8Ad is larger than the radius R2 of the inner ring outer diameter surface 2D.
  • a tapered surface 8Ada is formed at the tip of the sub lip 8Ad so that the inclination angle ⁇ with respect to the inner ring outer diameter surface 2D becomes 90 ° or more.
  • the inner diameter surface of the secondary lip 8Ad is inclined at a certain angle ⁇ (for example, 5 ° or more and 10 ° or less) with respect to the inner ring outer diameter surface 2D, and between the inclined surface 8Adb and the inner groove wall 10b of the seal groove 10.
  • for example, 5 ° or more and 10 ° or less
  • a tapered surface 8Acc is also formed on the inner surface of the front end portion of the main lip 8Ac, and an angle ⁇ formed between the tapered surface 8Acc and the groove bottom 10a of the seal groove 10 is formed to be 90 ° or more.
  • FIGS. 73 (a) and 73 (b) were proposed in the previous stages of conceiving the seal structures shown in FIGS. 64 to 66 and 72, respectively.
  • the lip of the seal member 6 is only the main lip 8Ac, the main lip 8Ac has a certain width, and the end face 8Acd in the width direction is formed at the tip. .
  • the outer corner portion of the end face 8Acd is brought into contact with the outer groove wall 10c of the seal groove 10 to form a contact seal S1.
  • the point that the auxiliary lip is not provided is peculiar.
  • the inner diameter portion of the core metal 7 is bent inwardly in a U-shape, and the synthetic rubber 8A approaches the inner groove wall 10b of the seal groove 10 along the bending.
  • the secondary lip 8Ad1, 8Ad2 is provided on the surface facing the inner groove wall 10b, and the third lip 8Ad3 is provided along the groove bottom 10a of the seal groove 10. .
  • These sub lips 8Ad1 to 8Ad3 form labyrinth seals Lsa, Lsb and Lsc.
  • a constricted portion 8Aa is formed on the surface opposite to the auxiliary lips 8Ad1 to 8Ad3, that is, on the outer surface, the outer surface of the main lip 8Ac is continuous with the distal end of the constricted portion 8Aa, and the distal end of the third-stage auxiliary lip 8Ad3.
  • the inner surface of the main lip 8Ac is continuous. The front end where the inner surface and the outer surface intersect with each other contacts the outer groove wall 10c of the seal groove 10 to form a contact seal S1.
  • this reference proposal example has three auxiliary lips 8Ad1 to 8Ad3 (three labyrinth seals Lsa to Lsc), between the auxiliary lips 8Ad1 to 8Ad3, and the auxiliary lip 8Ad3 and the main lip.
  • the volume of the grease pool formed between the groove walls of the seal grooves 10 facing each other between 8Ac is small, the amount of protrusion of the auxiliary lip 8Ad1 in the axial direction is small, and the base of the auxiliary lip 8Ad1 is inclined inward. There is a remarkable difference in that it is continuous with the inner surface of the synthetic rubber 8A.
  • the torque value D measured with the tightening allowance of the main lip 8Ac set to the same level as in the above-described embodiment is about the same as the torque value A of the invention as shown in FIG. It was confirmed that there was.
  • the sealing property D was not significantly different from C, and it was found that the sealing property was inferior to that of A and B. This is because the effect of the three-stage secondary lip 8Ad1 to 8Ad3 is not observed, the volume of the grease reservoir is small, the amount of protrusion of the secondary lip 8Ad1 in the axial direction is small, the outer diameter surface is inclined, and the synthetic rubber 8A is inclined. It is considered that the approach to the surface 8Ak has an influence.
  • a ball bearing that is a basic configuration of this aspect includes the ball bearing cage of the present invention, and a plurality of balls interposed between the inner and outer rings are held by the cage, and a seal member that closes the bearing space between the inner ring and the outer ring is provided.
  • a ball bearing provided on an outer ring, wherein a seal groove is formed in a circumferential direction on an outer diameter surface of the inner ring, an outer peripheral edge of the seal member is fixed to an inner diameter surface of the outer ring facing the seal groove, and the seal member
  • a main lip and a sub lip are provided on the inner periphery, and a contact seal is formed by bringing the main lip into contact with the seal groove, and a labyrinth seal is formed by bringing the sub lip close to or near the seal groove.
  • a branch portion is provided at a position near the height of the inner ring outer diameter surface of the seal member, the main lip is formed by a portion protruding from the branch portion in the inner diameter direction, and the tip end portion of the main lip is sealed with the seal On the outer groove wall of the groove
  • the contact seal is formed by touching, the secondary lip is formed by a portion protruding inward in the axial direction from the branch portion, and the tip of the secondary lip and the inner groove wall of the seal groove
  • the labyrinth seal is formed.
  • the ball bearing of the above basic configuration is a double row angular contact ball bearing, and is provided with the seal member and two crown-shaped cages, and is arranged so that the pocket surfaces of the two cages face each other.
  • each of the crown-shaped cages is provided with a recess, and the pocket surfaces of the two cages are arranged so as to face each other, so that grease leakage from the cage rear side is suppressed.
  • adhesion of grease to the outer diameter portion of the inner ring can be prevented, and adhesion of grease to the seal groove of the inner ring can be prevented.
  • the seal member is surrounded by a main lip and a sub lip in an inverted L shape through the branching portion and an inner side wall of the seal groove facing the lip, and communicates with the inside of the bearing in the labyrinth seal.
  • a grease reservoir closed in the contact seal may be formed. Since the grease reservoir acts to further relieve the internal pressure of the bearing, it is possible to reduce the tightening margin of the main lip to reduce the torque and simultaneously achieve a high seal.
  • the seal member has a radius of the maximum diameter portion of the secondary lip larger than the radius of the inner ring outer diameter surface, and an inclination angle with respect to the outer diameter surface of the inner ring is formed at the tip of the sub lip. You may form the taper surface which becomes 90 degree
  • the inner surface of the sub lip is inclined at a constant angle with respect to the outer surface of the inner ring, and a labyrinth seal is formed between the inclined inner surface of the sub lip and the inner side wall of the seal groove. May be formed.
  • the labyrinth seal can be easily formed by inclining the inner surface of the sub lip, and the grease leakage pressure is reduced by this labyrinth seal.
  • the ball bearing 1 is a single-row angular contact ball bearing provided with the ball bearing cage of the present invention.
  • this single-row angular contact ball bearing has a plurality of balls 4 interposed between the raceway surfaces 2a and 3a of the inner ring 2 and the outer ring 3, and a cage 5 (or will be described later) that holds these balls 4.
  • a cage 5C) is provided, and one end on the pocket opening side of the annular space formed between the inner and outer rings 2 and 3 is sealed with a seal member 6 shown in FIGS. 75 to 77 described later.
  • the raceway surfaces 2a and 3a are formed to have a predetermined contact angle indicated by a one-dot chain line in FIG.
  • the counter bore portion that forms the outer diameter surface of the inner ring on the left side of FIG. 74 without the seal groove 10 is formed to have a smaller diameter than the outer diameter portion 2D on the right side of the drawing.
  • the inner ring 2 can be easily incorporated into the outer ring 3 and the ball 4 from the outer diameter surface of the left inner ring.
  • the distance between the inner diameter surface 5d of the cages 5 and 5C on the back side of the pocket and the inner ring outer diameter surface can be increased. Grease is sealed in the bearing space.
  • seal member 6 In this angular ball bearing, by using the following seal member 6 and the cage 5 of the present invention described above, low torque, grease leakage resistance, dust resistance, and space saving are simultaneously achieved at low cost.
  • the seal member 6 will be described.
  • an annular seal groove 10 is formed along the circumferential direction on the right side of the inner ring outer diameter surface.
  • a seal member locking groove 9 facing the seal groove 10 is formed on the inner surface of the outer ring.
  • the outer peripheral edge portion 6 c of the seal member 6 is locked in the seal member locking groove 9.
  • the seal member 6 is obtained by reinforcing an elastic body 8 made of synthetic rubber or the like with a cored bar 7, and a seal lip SL extending radially inward is formed on the elastic body 8.
  • synthetic rubber used for the elastic body 8 hydrogenated nitrile rubber or ester-resistant acrylic rubber can be employed.
  • Hydrogenated nitrile rubber is superior to nitrile rubber generally used as a sealing member and has no problem in chemical resistance, so it maintains stable properties and can be used at higher temperatures. it can.
  • Ester-resistant acrylic rubber like hydrogenated nitrile rubber, has excellent heat resistance compared to nitrile rubber, and has improved chemical resistance against chemicals such as ester oil of acrylic rubber and compressor oil of air conditioners. Maintains stable properties and can be used at higher temperatures.
  • the seal lip SL includes a waist portion La having a small thickness of the elastic body 8, a dust lip Lb extending outward in the axial direction from the end portion of the waist portion La, and extending inward from the end portion of the waist portion La.
  • a main lip Lc whose tip is in sliding contact with the inner side surface 10a of the seal groove 10 is formed.
  • the main lip Lc has a protrusion Tk that protrudes toward the inner side surface 10b on the surface facing the inner side surface 10b of the seal groove 10.
  • the protrusion Tk is provided at one or a plurality of locations on the inner side of the main lip Lc along the tip portion, that is, the inner peripheral edge of the seal member 6.
  • the tip of the main lip Lc contacts the inner side surface 10b of the sealing groove 10 as shown in FIG. It will be in the state.
  • the protrusion Tk does not contact the inner side surface 10b of the seal groove 10 in a state where there is no pressure difference between the inside and the outside of the bearing, so that the sealing performance is not impaired.
  • a pressure difference between the inside and outside of the bearing occurs, for example, when the bearing is cooled after the temperature change during transportation of the angular ball bearing or the generation of frictional heat accompanying the rotation of the angular ball bearing. When pushed inward, as shown in FIG.
  • the protrusion Tk provided on the main lip Lc contacts the inner side surface 10 b of the seal groove 10.
  • the tip of the main lip Lc in the vicinity of the protrusion Tk is elastically deformed outward and is separated from the inner side surface 10 b of the seal groove 10.
  • an air passage Kt that communicates the inside and outside of the bearing is formed around the protrusion Tk, so that the pressure difference between the inside and outside of the bearing is eliminated, and the adsorption phenomenon of the bearing can be prevented. Since the air passage Kt is formed only around the protrusion Tk, the tip of the main lip Lc where the protrusion Tk does not exist is kept in contact with the inner side surface 10b of the seal groove 10 to ensure sealing performance. Is done. As soon as the pressure difference between the inside and outside of the bearing is eliminated, the seal lip SL returns to the normal state, and the deterioration of the sealing performance is minimized.
  • the sliding resistance of the tip of the protrusion Tk becomes larger than the sliding resistance of the tip of the main lip Lc, and when the bearing is rotated in this attracted state, FIG. As shown, the protrusion Tk maintains a state in contact with the inner side surface 10b of the seal groove 10 and tries to rotate together with the inner side surface 10b. At this time, since the tip end portion of the main lip Lc slides, as shown in FIG. 78 (c), the tip end portion of the main lip Lc and the inner peripheral edge of the seal lip SL are elastic so as to undulate. Deformed. An air passage Kta is formed during the elastic deformation of the tip of the main lip Lc, and the suction is released.
  • the concave portion 16 is provided in the crown-shaped cage 5, and the amount of the grease adhering to the ball 4 is scraped off by the inner diameter surface 5 d of the cage 5.
  • grease adhesion to the outer diameter part 2D of the inner ring 2 can be prevented. Therefore, adhesion of grease to the seal groove 10 of the inner ring 2 can be prevented. It is not necessary to change the design of the shape of the seal groove 10, and it is not necessary to secure a space for providing a slinger or the like. Therefore, the number of parts can be reduced as compared with the conventional one, and the manufacturing cost can be reduced.
  • the seal lip SL since the protrusion Tk is provided on the inner surface of the seal lip SL, when the adsorption phenomenon occurs, the seal lip SL is pushed inward in the bearing axial direction as shown in FIG. At the same time, the protrusion Tk on the inner surface of the seal lip SL is pressed against the inner surface 10 b of the seal groove 10. At this time, the tip of the main lip Lc near the contact position of the projection Tk and pressed against the inner surface 10b of the seal groove 10 is partially elastic with respect to other parts due to the presence of the projection Tk. Deformed.
  • the pressure balance inside and outside the bearing can be kept instantaneously uniform to prevent the adsorption phenomenon.
  • the air passage Kta for maintaining the pressure balance is immediately closed unless the pressure balance inside and outside the bearing is uniform, that is, no pressure difference occurs, and the seal lip SL is in the normal state shown in FIG. At this time, the protrusion Tk is not in contact with the inner surface 10 b of the seal groove 10. Therefore, the intrusion of foreign matter from the outside of the bearing is minimized, and the air passage Kta is narrow, so that grease in the bearing does not leak.
  • the inner ring 2 has a smaller diameter than the outer diameter portion 2D on the right side of the figure, and therefore the inner ring 2 is positioned outside the inner ring on the left side of the outer ring 3 and the ball 4.
  • Easy installation from the radial surface Furthermore, the distance between the inner diameter surface 5d of the cages 5 and 5C on the back side of the pocket and the inner ring outer diameter surface can be increased.
  • the right seal member 6 minimizes intrusion of foreign matter from the outside of the bearing, and the air passage Kta (FIG. 78 (c)) is narrow, so that grease in the bearing does not leak.
  • the seal groove 10 is formed on the back side of the pocket of the inner ring 2, that is, the left side, and the seal member 6 is provided only at the left end.
  • a seal member locking groove 9 is formed at the left end of the inner surface of the outer ring corresponding to the left seal groove 10.
  • the counterbore portion forming the inner ring outer diameter surface on the right side of FIG. 79 is formed to have a smaller diameter than the outer diameter portion 2D on the left side of the same figure.
  • seal members 6 and 6 may be provided on both sides of the inner and outer rings as in the single-row angular contact ball bearing of the twentieth embodiment of FIG.
  • Grease pushed out from the raceway surface 2a and the like to the right side of the figure can be prevented from leaking by the seal member 6 on the right side.
  • the grease scraping suppressing means of the cage 5 reduces the amount of grease adhered to the balls 4 by the inner diameter surface 5d. Therefore, grease flow to the seal groove 10 on the left side of the inner ring 2 can be prevented.
  • FIG. 81 shows a sealed double-row angular contact ball bearing according to a twenty-first embodiment.
  • the double-row angular contact ball bearing includes an inner ring 2, an outer ring 3, a plurality of balls 4, cages 5, 5, seal members 6, 6.
  • Have The contact angles ⁇ 1 and ⁇ 2 of the double row angular contact ball bearing have a substantially “C” -shaped cross section as shown by a one-dot chain line in FIG.
  • Double rows of balls 4 are interposed between the raceway surfaces 2a and 3a, and cages 5 in each row hold a plurality of balls 4 in each row.
  • the pocket open side of the cages 5 in each row is directed inward in the axial direction, and the back side of the pocket faces the seal member 6 with a slight distance.
  • each crown-shaped cage 5 is provided with a recessed portion 16 as a grease scraping suppressing means, and is arranged so that the pocket surfaces of the two cages 5 and 5 face each other. Therefore, grease leakage from the back side of the cage is suppressed. Thereby, grease adhesion to the outer diameter part 2D of the inner ring 2 can be prevented. Therefore, it is possible to prevent the adhesion of grease to the seal groove 10 of the inner ring 2, and it is not necessary to change the design of the shape of the seal groove 10, and it is not necessary to provide a space for providing a slinger or the like. Therefore, the number of parts can be made smaller than that described in the above-mentioned patent document, and the manufacturing cost can be reduced.
  • the air passage Kta for maintaining the pressure balance is immediately closed when the pressure balance between the inside and outside of the bearing is uniform, that is, no pressure difference occurs, and the seal lip SL is in the normal state shown in FIG. At this time, the protrusion Tk is not in contact with the inner surface 10 b of the seal groove 10. Therefore, the intrusion of foreign matter from the outside of the bearing is minimized, and the air passage Kta is narrow, so that grease in the bearing does not leak.
  • the above-described cage shape can suppress the grease from adhering to the inner ring outer diameter portion 2D, and the grease leakage from the rear side of the cage, that is, from the anti-pocket side can be suppressed. Further, by using the seal member 6, it is possible to prevent grease leakage in the bearing, minimize entry of foreign matter from the outside of the bearing, and reduce torque.
  • FIG. 82 (a) a protrusion Tj that protrudes over the entire circumference along the tip sliding contact portion is formed on the inner surface of the main lip Lc, and the protrusion Tj is crossed.
  • a notch groove Km is provided in the direction to be cut.
  • Other configurations are the same as those in the eighteenth embodiment.
  • the protrusion Tj does not come into contact with the inner surface 10b of the seal groove 10 in a state where there is no pressure difference between the inside and outside of the bearing, so that the sealing performance is not impaired.
  • the notch groove Km is not limited to a part formed by cutting out a part of the protrusion Tj, but includes a part formed by reaching the inner surface of the main lip Lc and dividing the protrusion Tj.
  • the pressure difference between the inside and outside of the bearing occurs, for example, when the bearing is cooled after the temperature change during the transportation of the rolling bearing or the generation of frictional heat accompanying the rotation of the rolling bearing, and the seal lip SL is placed inside.
  • the protrusion Tj provided on the main lip Lc contacts the inner surface 10b of the seal groove 10 as shown in FIG. 82 (c).
  • the tip of the main lip Lc near the ridge Tj is elastically deformed outward and is separated from the inner side surface 10b of the seal groove 10.
  • an air passage Ktb that communicates the inside and outside of the bearing is formed by the cutout groove Km of the protrusion Tj, so that the pressure difference between the inside and outside of the bearing is eliminated, and the adsorption phenomenon of the bearing can be prevented.
  • the protrusion Tj that protrudes all around along the tip of the main lip Lc is in contact with the inner side surface 10b of the seal groove 10, sealing performance can be ensured. If the pressure difference between the inside and outside of the bearing is large and the protrusion Tj is crushed due to contact with the inner surface 10b of the seal groove 10 or the pressure difference between the inside and outside of the bearing is very small, as shown in FIG. 83 (a).
  • both the protrusion Tj and the tip end portion of the main lip Lc are in a suction state in contact with the inner side surface 10b of the seal groove 10.
  • the contact pressure at the tip of the protrusion Tj that contacts the inner surface 10b of the seal groove 10 is larger than the tip of the main lip Lc that contacts the inner surface 10b of the seal groove 10.
  • FIG. 83 (b) As shown in FIG. 4, the protrusion Tj maintains a state in contact with the inner side surface 10b and tries to rotate together with the inner side surface 10b. At this time, since the front end portion of the main lip Lc slides, as shown in FIG. 83 (c), the front end portion of the main lip Lc is elastically deformed so that the inner peripheral edge of the seal member undulates unevenly. .
  • An air passage Ktb is formed at the time of elastic deformation of the tip portion of the main lip Lc, and the adsorption is released.
  • the rolling bearing according to this embodiment by applying the cages 5 and 5C, it is difficult for grease to adhere to the seal groove 10 of the inner ring 2, and grease leakage can be prevented. Therefore, it is not necessary to change the design of the shape of the seal groove 10, and it is not necessary to secure a space for providing a slinger or the like in the axial direction of the bearing. Therefore, the number of parts can be made smaller than that described in the aforementioned patent document, and the manufacturing cost can be reduced.
  • a ball bearing that is a basic configuration of this aspect includes the ball bearing cage of the present invention, and a plurality of balls interposed between the inner and outer rings are held by the cage, and a seal member that closes the bearing space between the inner ring and the outer ring is provided.
  • the periphery of the seal member that is in sliding contact with the seal groove is used as a seal lip, and a protrusion is provided on the inner surface of the seal lip.
  • the protrusion has a pressure difference between the inside of the bearing partitioned by the seal member and the outside of the bearing.
  • the projection comes into contact with the inner surface of the seal groove, and the contact of the projection causes the seal lip in the vicinity of the contact to be partially elastically deformed, so that the inside of the bearing and the outside of the bearing Are formed so as to be displaceable between a state in which an air passage is formed to communicate with the inner surface of the seal groove and a state in which the protrusion is not in contact with the inner surface of the seal groove when the pressure difference does not occur.
  • Aspect D1 The ball bearing of the above basic configuration is interposed between the outer ring having a double-row raceway surface on the inner periphery, the inner ring having a double-row raceway surface facing the raceway surface, and the raceway surfaces of the inner ring and the outer ring.
  • Double-row angular contact ball bearings comprising double-row balls, two cages for holding the balls in each row, and seal members on both sides that are provided on the outer ring or the inner ring and close the bearing space between the inner ring and the outer ring And the said sealing member and two holders of a crown shape are provided, and it arrange
  • the seal lip when an adsorption phenomenon occurs in the seal member, the seal lip is pushed inward, and at the same time, the protrusion on the inner surface of the seal lip pushes against the inner surface of the seal groove. Hit. At this time, the seal lip in the vicinity pressed against the inner surface of the seal groove is partially elastically deformed with respect to the other part due to the presence of the protrusion. The seal lip in the vicinity of the contact position of the protrusion cannot contact the inner surface of the seal groove, and an air passage that connects the inside of the bearing and the outside of the bearing is formed by non-contact.
  • the above-described cage shape can suppress the grease from adhering to the outer diameter portion of the inner ring, and the grease leakage from the back side of the cage, that is, from the anti-pocket side. Further, by using the seal member, it is possible to prevent grease leakage in the bearing, minimize entry of foreign matter from the outside of the bearing, and reduce torque.
  • the protrusions may be formed on the inner surface of the seal lip at a predetermined interval along the tip sliding contact portion.
  • the projection is pressed against the inner surface of the seal groove, and the seal lip near the projection is elastically deformed. For this reason, the tip sliding contact portion of the seal lip and the inner surface of the seal groove are separated from each other, and an air passage is formed around the protrusion so as to communicate the inside of the bearing and the outside of the bearing.
  • the protrusion may be formed on the inner surface of the seal lip by a protrusion that protrudes along the tip sliding contact portion over the entire circumference, and a notch groove may be provided in a direction crossing the protrusion. good.
  • the protrusion when an adsorption phenomenon occurs, the protrusion is pressed against the inner surface of the seal groove, and the seal lip near the protrusion is elastically deformed. For this reason, the tip sliding contact portion of the seal lip is separated from the inner surface of the seal groove, and an air passage that communicates the inside of the bearing and the outside of the bearing is formed in the notch groove of the protrusion.
  • the ball bearing 1 is a single-row angular contact ball bearing provided with the ball bearing cage of the present invention. As shown in FIG. 84, this single-row angular contact ball bearing has a plurality of balls 4 interposed between the raceways 2a and 3a of the inner ring 2 and the outer ring 3 and retains these balls 4 (or will be described later).
  • a cage 5C is provided, and one end on the pocket opening side of the annular space formed between the inner and outer rings 2 and 3 is sealed with a seal member 6 shown in FIGS.
  • the raceway surfaces 2a and 3a are formed to have a predetermined contact angle indicated by a one-dot chain line in FIG.
  • the counter bore portion forming the outer diameter surface of the inner ring on the left side of FIG. 84 without the seal groove 10 is formed to have a smaller diameter than the outer diameter portion 2D on the right side of the drawing.
  • the inner ring 2 can be easily incorporated into the outer ring 3 and the ball 4 from the outer diameter surface of the left inner ring.
  • the distance between the inner diameter surface 5d of the cages 5 and 5C on the back side of the pocket and the inner ring outer diameter surface can be increased. Grease is sealed in the bearing space.
  • a circumferential seal groove 10 is formed on the right side of the raceway surface 2 a in the inner ring 2, and a locking groove 9 is formed on the inner peripheral surface of the outer ring 3 facing the seal groove 10. .
  • the outer peripheral edge 6c of the seal member 6 is press-fitted and fixed in the locking groove 9.
  • the seal groove 10 of the inner ring 2 is formed by a bottom surface 10a on the raceway surface side of the inner ring 2, an inner wall 10b, and an outer wall 10c on the shoulder 2b side.
  • the outer side wall 10c is inclined outward in the axial direction, and is formed continuously with the outer peripheral surface of the shoulder 2b.
  • the inner wall 10b is referred to as a “track side groove wall 10b”, and the outer wall 10c is referred to as a “shoulder side groove wall 10c”.
  • the seal member 6 comprises a contact seal, has a cored bar 7 and an elastic member 8, and an axially inward seal lip 6a is provided on the inner peripheral side of the elastic member 8. Yes.
  • the seal member 6 is obtained by reinforcing an elastic member 8 made of synthetic rubber or the like with a cored bar 7.
  • an elastic member 8 made of synthetic rubber or the like with a cored bar 7.
  • hydrogenated nitrile rubber or ester-resistant acrylic rubber can be employed.
  • the hydrogenated nitrile rubber is superior to nitrile rubber generally used as a sealing member and has no problem in chemical resistance, so it maintains stable properties and is used at higher temperatures. Can do.
  • the ester-resistant acrylic rubber has excellent heat resistance compared to nitrile rubber, and has improved chemical resistance against chemicals such as ester oil of acrylic rubber and compressor oil of air conditioners. And can be used at higher temperatures.
  • the seal member 6 is formed with a constricted portion 8b having a small thickness at a portion of the elastic member 8 on the inner periphery thereof.
  • the constricted portion 8b is formed so as to be thinner toward the outer diameter side from a main lip Lm, a labyrinth slip Ln, or a boundary thereof, which will be described later.
  • a seal lip 6a is provided at the inner peripheral end of the constricted portion 8b.
  • the seal lip 6a has a main lip Lm brought into contact with the track-side groove wall 10b of the seal groove 10 and a labyrinth slip Ln protruding above the shoulder 2b.
  • the main lip Lm faces the track-side groove wall 10b of the seal groove 10 and has an inclined wall surface Lma that expands outward, and an inner circumference that is positioned radially inward of the inclined wall surface Lma and faces the bottom surface 10a of the seal groove 10 It has surface Lmb, and tip part Lmc which makes inclined wall surface Lma and inner peripheral surface Lmb continue.
  • FIGS. 85 to 87 when the outer peripheral edge portion 6c of the seal member 6 is press-fitted and fixed in the locking groove 9 of the outer ring 3, the tip end portion Lmc of the main lip Lm becomes the track-side groove wall 10b of the seal groove 10. Slid in contact.
  • the main lip Lm is provided at the tip of the constricted portion 8b formed to be thin, and the constricted portion 8b is elastically deformed in the axial direction of the arrow A1 in FIG.
  • the followability to 10b is maintained. Thereby, it is possible to prevent the grease inside the bearing from leaking into the seal groove 10 and further to prevent foreign matters and muddy water from entering the inside of the bearing.
  • the labyrinth slip Ln faces the range from the shoulder 2b to the shoulder-side groove wall 10c of the seal groove 10 to form a labyrinth seal Ls.
  • an inclined surface Lna having a diameter reduced inward is provided on the inner peripheral portion of the labyrinth slip Ln.
  • the inclined surface Lna is set so that the inclination angle ⁇ 3 with respect to the outer peripheral surface of the shoulder 2b of the inner ring 2 is 10 ° or more and 40 ° or less.
  • the muddy water adhering to the inclined surface Lna moves axially outward along the inclined surface Lna by the centrifugal force due to the rotation of the seal member 6, and is discharged to the outside of the bearing.
  • the centrifugal force due to the rotation of the seal member 6 does not sufficiently act on the muddy water adhering to the labyrin slip Ln, so that the muddy water is difficult to be discharged.
  • the inclination angle ⁇ 3 exceeds 40 °, the gap between the outer peripheral surface of the shoulder 2b and the inclined surface Lna of the labyrinth slip Ln becomes wide, and the sealing performance by the labyrinth seal Ls decreases. For this reason, the inclination angle ⁇ 3 is set to 10 ° or more and 40 ° or less.
  • the end of the labyrinth slip Ln is provided near the shoulder side wall 10c of the seal groove 10. Therefore, the distance that the muddy water adhering to the labyrin slip Ln moves on the inclined surface Lna by the centrifugal force due to the rotation of the seal member 6 is shortened, and the muddy water accumulated in the seal groove 10 is easily discharged.
  • a step portion Ds is provided between the inner peripheral surface Lmb of the main lip Lm and the inclined surface Lna of the labyrinth slip Ln. The step portion Ds is provided so as to protrude toward the shoulder side groove wall 10c of the seal groove 10.
  • a narrowed portion is formed between the outer peripheral edge portion of the inner peripheral surface Lmb of the main lip Lm and the shoulder side groove wall 10c of the seal groove 10. With this narrowed portion, the sealing performance by the labyrinth seal Ls can be secured. Since a narrowed portion is also formed between the peak portion Yd at the boundary between the seal groove 10 and the shoulder 2b and the inclined surface Lna of the labyrinth slip Ln, the sealing performance by the labyrinth seal Ls can be ensured.
  • the inner diameter DL of the tip of the seal lip 6a before the seal member 6 is assembled into the bearing is smaller than the diameter D1 of the shoulder 2b of the inner ring 2, and the difference between the inner diameter DL and the diameter D1.
  • DL-D1 is regulated to a value of ⁇ 0.2 mm or more so that the seal member 6 can be easily incorporated into the bearing.
  • Examples of the twenty-third embodiment are as follows.
  • the angular ball bearing provided with the seal member 6 is attached to a rotating test machine in an environment where water and mud foreign matter scatters intermittently, and the contact height position ⁇ 3 of the seal groove 10 of the tip Lmc to the track-side groove wall 10b.
  • a foreign matter intrusion test was conducted to investigate the amount of foreign matter intruded into the bearing space when the angle was changed.
  • the contact height position ⁇ 3 is ⁇ 0.1 mm, ⁇ 0.05 mm (example) lower in the radial direction than the upper end position of the shoulder side groove wall 10c, and is equal to or higher than the upper end position of the shoulder side groove wall 10c.
  • the height was changed to 0.0 mm, 0.05 mm, and 0.1 mm (comparative example).
  • the amount of foreign matter intrusion was determined by measuring the mass increase W of the bearing before and after the test.
  • the test conditions are as follows. ⁇ Bearing speed: 2000rpm ⁇ Test time: 3 hours
  • FIG. 88 shows the result of the foreign matter penetration test.
  • White circles represent examples, and black circles represent comparative examples. From the test results, in each comparative example in which the contact height position ⁇ 3 of the tip end portion Lmc is the same as or higher than the upper end position of the shoulder side groove wall 10c, the mass increase amount W of the bearing is remarkable. On the other hand, in the examples in which the contact height position ⁇ is lower than the upper end position of the shoulder side groove wall 10c, the bearing mass increase amount W is not recognized remarkably, and foreign matter hardly penetrates.
  • the concave portion 16 is provided in the crown-shaped cage 5, and the amount of the grease adhering to the ball 4 is scraped off by the inner diameter surface 5 d of the cage 5. Can be reduced. Thereby, grease adhesion to the outer diameter part 2D of the inner ring 2 can be prevented. Therefore, adhesion of grease to the seal groove 10 of the inner ring 2 can be prevented. It is not necessary to change the design of the shape of the seal groove 10, and it is not necessary to secure a space for providing a slinger or the like. Therefore, the number of parts can be made smaller than that described in the above-mentioned patent document, and the manufacturing cost can be reduced.
  • the tip end portion Lmc of the seal lip 6a can be brought into contact with the track-side groove wall 10b at a contact position lower than the upper end position of the shoulder-side groove wall 10c facing the track-side groove wall 10b of the seal groove 10.
  • the scattered muddy water does not directly hit the tip portion Lmc of the seal lip 6a. Therefore, the tip of the seal lip 6a can be stably brought into contact with the track-side groove wall 10b, and the sealing performance of the seal member 6 can be sufficiently ensured.
  • the counter bore portion forming the outer diameter surface of the inner ring on the left side of FIG. 84 is formed to have a smaller diameter than the outer diameter portion 2D on the right side of the figure. It can be easily assembled from the radial surface. Furthermore, the distance between the inner diameter surface 5d of the cages 5 and 5C on the back side of the pocket and the inner ring outer diameter surface can be increased. In this case, due to the synergistic effect of reducing the amount of the grease adhering to the balls 4 scraped by the inner diameter surface 5d of the cage 5 by the recess 16 as the grease scraping suppressing means of the cage 5, Prevents adhesion of grease to the diameter surface.
  • the right seal member 6 can prevent leakage of grease in the bearing and obtain muddy water resistance.
  • the seal groove 10 is formed on the back side of the pocket of the inner ring 2, that is, the left side, and the seal member 6 is provided only at the left end.
  • a locking groove 9 is formed at the left end of the outer ring inner diameter surface corresponding to the left seal groove 10.
  • the counterbore portion forming the inner ring outer diameter surface on the right side of FIG. 89 is formed to have a smaller diameter than the outer diameter portion 2D on the left side of the same figure. 89, the grease pushed out from the raceway surface 2a and the like to the left side of FIG.
  • seal members 6 and 6 may be provided on both sides of the inner and outer rings as in the single-row angular contact ball bearing of the 25th embodiment of FIG.
  • Grease pushed out from the raceway surface 2a and the like to the right side of the figure can be prevented from leaking by the seal member 6 on the right side.
  • the grease scraping suppressing means of the cage 5 reduces the amount of grease adhered to the balls 4 by the inner diameter surface 5d. Therefore, grease flow to the seal groove 10 on the left side of the inner ring 2 can be prevented.
  • FIG. 91A shows a sealed double-row angular contact ball bearing according to a twenty-sixth embodiment.
  • the double-row angular contact ball bearing includes an inner ring 2, an outer ring 3, a plurality of balls 4, cages 5, 5, and a seal member 6. , 6.
  • the contact angles ⁇ 1 and ⁇ 2 of the double row angular contact ball bearing have a substantially “C” -shaped cross section as shown by a one-dot chain line in FIG.
  • Double rows of balls 4 are interposed between the raceway surfaces 2a and 3a, and cages 5 in each row hold a plurality of balls 4 in each row.
  • the pocket open side of the cages 5 in each row is directed inward in the axial direction, and the back side of the pocket faces the seal member 6 with a slight distance. In other words, it arrange
  • circumferential seal grooves 10, 10 are formed on both sides of the double-row raceway surfaces 2a, 2a in the inner ring 2, and the outer ring 3 facing each seal groove 10 is formed. Locking grooves 9, 9 are formed on the inner peripheral surface of the.
  • the outer peripheral edge portion 6 c of the seal member 6 is press-fitted and fixed in the locking groove 8.
  • the seal groove 10 is formed of a bottom surface 10a on the raceway surface side of the inner ring 2, an inner wall 10b, and an outer wall 10c on the shoulder 2b side.
  • the outer side wall 10c is inclined outward in the axial direction, and is formed continuously with the outer peripheral surface of the shoulder 2b.
  • each crown-shaped cage 5 is provided with a recessed portion 16 as a grease scraping suppressing means, and the pocket surfaces of the two cages 5 and 5 face. Therefore, grease leakage from the back side of the cage is suppressed. Thereby, grease adhesion to the outer diameter part 2D of the inner ring 2 can be prevented. Therefore, it is possible to prevent the adhesion of grease to the seal groove 10 of the inner ring 2, and it is not necessary to change the design of the shape of the seal groove 10, and it is not necessary to provide a space for providing a slinger or the like. Therefore, the number of parts can be made smaller than that described in the above-mentioned patent document, and the manufacturing cost can be reduced.
  • the tip end portion Lmc of the seal lip 6a can be brought into contact with the track-side groove wall 10b at a contact position lower than the upper end position of the shoulder-side groove wall 10c facing the track-side groove wall 10b of the seal groove 10. It becomes possible. Thereby, it is possible to prevent the scattered muddy water from directly hitting the tip end portion Lmc of the seal lip 6a. Therefore, even when used in an environment where muddy water or the like is scattered, the tip of the seal lip 6a can be stably brought into contact with the track-side groove wall 10b of the seal groove 10 to sufficiently ensure the sealing performance of the seal member 6.
  • the above-described cage shape can suppress the grease from adhering to the inner ring outer diameter portion 2D, and the grease leakage from the rear side of the cage, that is, from the anti-pocket side can be suppressed. Further, by using the seal member 6, it is possible to prevent grease leakage in the bearing and to obtain muddy water resistance. Therefore, since it is not necessary to increase the tension of the lip or the like, the torque can be reduced.
  • a ball bearing that is a basic configuration of this aspect includes the ball bearing cage of the present invention, and a plurality of balls interposed between the inner and outer rings are held by the cage, and a seal member that closes the bearing space between the inner ring and the outer ring is provided.
  • the periphery of the seal member that is in sliding contact with the seal groove is used as a seal lip, and a protrusion is provided on the inner surface of the seal lip.
  • the protrusion has a pressure difference between the inside of the bearing partitioned by the seal member and the outside of the bearing.
  • the projection comes into contact with the inner surface of the seal groove, and the contact of the projection causes the seal lip in the vicinity of the contact to be partially elastically deformed, so that the inside of the bearing and the outside of the bearing Are formed so as to be displaceable between a state in which an air passage is formed to communicate with the inner surface of the seal groove and a state in which the protrusion is not in contact with the inner surface of the seal groove when the pressure difference does not occur.
  • the ball bearing having the above basic configuration is a double-row angular ball bearing, and is arranged so that the pocket surfaces of the two cages face each other.
  • a main lip and a labyrinth slip are provided on the inner peripheral portion of the seal member, an inner peripheral surface facing the seal groove is provided on the main lip, and an inclined surface is formed on the inner periphery of the labyrin slip.
  • the above-described cage shape can suppress the grease from adhering to the outer diameter portion of the inner ring, and the grease leakage from the back side of the cage, that is, from the anti-pocket side. Furthermore, by using the sealing member, grease leakage in the bearing can be prevented and muddy water resistance can be obtained.
  • an inclination angle of the inclined surface of the labyrinth slip may be set to 10 degrees or more and 40 degrees or less with respect to the outer peripheral surface of the shoulder portion.
  • this inclination angle is set, the muddy water accumulated in the seal groove is moved outward in the axial direction along the inclined surface of the labyrin slip by the centrifugal force caused by the rotation of the seal member, and is easily discharged to the outside of the bearing.
  • the inclination angle of the inclined surface of the labyrinth slip is less than 10 °, the centrifugal force acting on the muddy water is reduced by the rotation of the seal member, so that the muddy water is not sufficiently discharged.
  • the inclined surface of the labyrinth slip is provided with a stepped portion protruding toward the shoulder side groove wall of the seal groove at the axially inner end thereof, and the inner peripheral surface of the main lip through this stepped portion. May be provided continuously. Since the stepped portion protrudes toward the shoulder side groove wall of the seal groove, a narrowed portion is formed in the labyrinth seal formed by the labyrin slip, and the sealing performance by the labyrinth seal is ensured.
  • the seal member may be an elastic body reinforced with a cored bar. In this case, the rigidity of the seal member can be increased, and the tip of the seal lip can be stably brought into contact with the inner wall of the seal groove without undesirably elastically deforming.
  • the elastic body of the sealing member may be hydrogenated nitrile rubber or ester acrylic rubber.
  • This hydrogenated nitrile rubber is superior to nitrile rubber generally used as a seal member and has no problem in chemical resistance. Maintains stable properties and can be used at higher temperatures.
  • Ester-resistant acrylic rubber like hydrogenated nitrile rubber, is superior in heat resistance as compared to nitrile rubber, and has improved chemical resistance against chemicals such as ester rubber of acrylic rubber and compressor oil of air conditioner. For this reason, when ester-acrylic-resistant rubber
  • the ball bearing cage of the present invention is applied to a motor bearing with a rotary encoder.
  • the motor bearing with a rotary encoder according to this embodiment is used for a rotating shaft of a motor with a rotary encoder.
  • a plurality of balls 4 are interposed between raceway surfaces 2a and 3a of an inner ring 2 and an outer ring 3, a cage 5 for holding these balls 4 is provided, and a bearing space is sealed on one side surface.
  • a contact-type seal member 6 is provided, and a rotary encoder RE is provided on the other side surface.
  • the bearing is a deep groove ball bearing with a seal.
  • the ball 4 is made of, for example, a steel ball.
  • the seal member 6 includes an annular cored bar 7 and a rubber-like member 8 that is integrally fixed to the cored bar 7.
  • the outer peripheral part of the seal member 6 is fitted into a seal mounting groove 9 formed on the inner peripheral surface of the outer ring 3. It is fixed to the joint state.
  • the rubber-like member 8 is made of synthetic rubber
  • the cored bar 7 is made of a steel plate.
  • the inner ring 2 has a seal groove 10 formed of a circumferential groove at a position corresponding to the inner diameter portion of each seal member 6, and a labyrinth seal gap ⁇ 2 between the inner diameter side end of the seal member 6 and the seal groove 10 of the inner ring 2. Is formed.
  • the seal mounting groove 9 and the seal groove 10 are turned.
  • the seal groove 10 has a bottom surface 10a formed in a cylindrical flat surface, and the seal groove inner side wall 10b and the seal groove outer wall 10c are both inclined surfaces.
  • the shoulder outer peripheral surface 2c on the inner side of the bearing than the seal groove 10 of the inner ring 2 is lower than the outer peripheral surface of the shoulder on the inner side of the seal groove 10, that is, has a small diameter.
  • the rubber-like member 8 of the seal member 6 has a coreless rubber part 8a extending from the inner peripheral end of the cored bar 7 to the inner diameter side, and the outer side surface of the cored rubberless part 8a becomes an annular groove 8aa.
  • a constricted portion 8ab having a cross-sectional shape is provided.
  • the groove side wall surface 8ac on the outer diameter side of the annular groove 8aa forming the constricted portion 8ab is tapered.
  • the inner diameter portion of the coreless rubber portion 8a is formed in two seal lips, a center lip 8ad and a dust lip 8ae extending to the inner diameter side and the bearing outer side, respectively.
  • the dust lip 8ae extends to the outside of the bearing with the center lip 8ad as a base end.
  • the center lip 8ad extends inward of the bearing and keeps a non-contact state with the seal groove inner wall 10b. In this way, by extending the center lip 8ad to the inside of the bearing, the axial position of the center of gravity of the coreless rubber portion 8a is set to the center of the cross section of the constricted portion 8ab, more specifically, the center of the cross section of the groove bottom portion of the constricted portion 8ab. Is biased to the inside of the bearing.
  • Narrowed portions ⁇ 2a to ⁇ 2c having a gap size are formed at a plurality of locations side by side in the inner and outer directions. Specifically, a first narrow portion ⁇ 2a is formed between the dust lip 8ae and the outer diameter surface of the inner ring 2, and the second narrow portion is formed between the center lip 8ad and the seal groove outer wall 10c of the inner ring 2.
  • ⁇ 2b is formed, and a third narrow portion ⁇ 2c is formed between the center lip 8ad and the seal groove inner wall 10b of the inner ring 2.
  • the outermost narrow part ⁇ 2a is narrower than the other narrow parts ⁇ 2b and ⁇ 2c.
  • grease reservoirs 6 ⁇ / b> A and 6 ⁇ / b> B each having an annular groove are provided at two locations aligned in the radial direction.
  • the outer diameter of the grease reservoir 6A on the outer diameter side is made smaller than the inner diameter of the outer ring 3.
  • the narrower portions ⁇ 2a to ⁇ 2c of the gap dimension are aligned in the inner and outer directions.
  • a plurality (three in this embodiment) of wide and narrow change portions are formed by using a narrow portion and a wide portion as a set of wide and narrow change portions.
  • the axial position of the center of gravity of the coreless rubber portion 8a in the seal member 6 is biased to the inside of the bearing with respect to the center of the section of the constricted portion 8ab, for example, the tip of the inner diameter portion of the seal member 6 when the outer ring rotates Can be prevented from swinging outside the bearing. Therefore, it is possible to reduce the pump effect caused by the increase or decrease in the gap ⁇ 2 between the inner diameter end of the seal member 6 and the seal groove 10 due to the vibration, and to suppress the promotion of grease leakage due to the pump effect.
  • grease reservoirs 6 A and 6 B each having an annular groove are provided side by side in the radial direction, and the outer diameter dimension of the grease reservoir 6 A on the outer diameter side is made smaller than the inner diameter dimension of the outer ring 3. Therefore, the grease in the grease reservoirs 6A and 6B can be gradually supplied to the raceway surface 3a by the centrifugal force when the outer ring rotates. Therefore, the grease in the grease reservoirs 6A and 6B can contribute to the lubrication of the raceway surfaces 2a and 3a.
  • the rotary encoder RE includes a magnetic encoder EC and sensors E4 and E5.
  • the magnetic encoder EC includes an inner ring side core E1.
  • An annular inner ring side metal core E1 is fixed to the outer diameter surface of the inner ring 2 at the end opposite to the side where the seal member 6 is provided.
  • the inner ring side metal core E1 and the outer ring side metal core E2 are fixed in an opposing state in the radial direction.
  • the inner ring side metal core E1 is provided with an inner ring side mounting portion E1b having an L-shaped cross section bent in the diameter increasing direction at the outer end of the annular inner ring side fixing portion E1a, and a magnetic encoder on the outer diameter surface of the inner ring side mounting portion E1b.
  • the body is fixed.
  • This magnetic encoder main body has magnetic poles of different polarities having a constant width and alternately magnetized and arranged at a constant pitch in the circumferential direction.
  • An annular outer ring side metal core E ⁇ b> 2 is fixed to the inner diameter surface of the outer ring 3.
  • the outer ring side metal core E2 is provided with an outer ring side mounting part E2b having an L-shaped cross section at the outer end of an annular outer ring side fixing part E2a.
  • the outer ring side mounting part E2b is axially arranged from the inner ring side mounting part E1b. Protruding for a long time.
  • a seal portion E2c protruding toward the inner ring side fixing portion E1a is formed on the entire inner circumference of the inner ring side fixing portion E2a.
  • the sensor holder Hd is mounted on the inner surface of the outer ring side mounting portion E2b having an L-shaped cross section, and the electric circuit board E3 and the like are integrally fixed to a part of the sensor holder Hd.
  • the electric circuit board E3 is embedded in the circumferential direction in the portion on the small diameter side of the sensor holder Hd over a required range.
  • an A-phase sensor E4 and a B-phase sensor E5 made of a Hall IC or the like are provided so as to protrude inward at a constant interval in the circumferential direction.
  • Each sensor E4, E5 is exposed on the large-diameter inner surface of the sensor holder Hd and faces the magnetic pole of the magnetic encoder EC.
  • the cage 5 in the motor bearing with a rotary encoder according to this embodiment, can be selected and used. This prevents the grease from adhering to the outer diameter of the inner ring, and therefore prevents the grease from flowing into the sensors E4 and E5 of the rotary encoder RE or the seal groove 10 of the inner ring 2, and thus from the motor bearing with the rotary encoder. Can prevent grease leakage.
  • the grease leakage can be prevented by the cage 5, it is not necessary to change the design of the shape of the seal groove 10 of the inner ring 2, and it is not necessary to provide, for example, a slinger in the axial direction of the bearing. Therefore, it is not necessary to increase the number of parts, and space saving can be realized. Therefore, it is possible to prevent the grease from adhering to the sensors E4, E5 and the like of the rotary encoder RE and accurately detect the rotation state. Further, since the grease leakage can be prevented, the seal member 6 made of a non-contact seal can be applied, so that the torque can be reduced. Even when the seal member 6 made of this non-contact seal is applied, the dust resistance can be enhanced by the cage having this configuration.
  • the ball bearing retainer of the first application example has pockets that are partially opened on one side surface of the annular body and hold the balls therein at a plurality of circumferential positions of the annular body,
  • a crown-shaped ball bearing cage in which a pair of claws facing in the circumferential direction protrude in the axial direction on the open side, a distance between tips of the pair of claws on the inner diameter side of the pair of claws
  • the interval between the tips on the outer diameter side of the cage is narrowed.
  • the gap between the tips on the cage inner diameter side of the pair of claws of each pocket is made narrower than the gap between the tips on the cage outer diameter side, so that The grease from the inner ring side can be scraped away from the outer diameter side of the claw away from the outer diameter part of the inner ring, preventing grease leakage from the ball bearing. it can.
  • the ball bearing cage of the second application example has pockets that are partially opened on one side surface of the annular body and hold the balls therein at a plurality of circumferential positions of the annular body,
  • a crown-shaped ball bearing cage in which a pair of claws facing in the circumferential direction protrude in the axial direction on the open side, the gap between the tips on the inner diameter side of the pair of claws in the pocket is opened.
  • the tip of the outer diameter side of the cage is connected.
  • the gap between the tips on the inner diameter side of the pair of claws of each pocket is opened and the tips on the outer diameter side of the cage are connected, so that the grease attached to the balls can be removed from the outer ring side to the inner ring.
  • Grease from the inner ring side without approaching to the outer diameter part of the inner ring can be scraped off on the outer diameter side of the cage away from the outer diameter part of the inner ring, and as a result, grease leakage from the ball bearing can be prevented.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Rolling Contact Bearings (AREA)

Abstract

 保持器内径部に付着するグリース量を減少させ、軸受からのグリース漏れを防止できる冠形状の玉軸受用保持器、およびその保持器を組み込んだ玉軸受を提供する。この玉軸受用保持器5は、環状体12の一側面に一部が開放されて内部に玉4を保持するポケット11を、前記環状体12の円周方向複数箇所に有する冠形状の保持器である。各ポケット11の内面に、保持器内径側のポケット開口縁から保持器外径側へ延びる凹み部16を設ける。

Description

玉軸受用保持器およびこれを備えた玉軸受とその製造方法 関連出願
 本出願は、2008年3月21日出願の特願2008-72930、2008年3月24日出願の特願2008-74964、2008年7月11日出願の特願2008-181163、2008年7月11日出願の特願2008-181164、2008年8月21日出願の特願2008-212744、2008年8月21日出願の特願2008-212745、2008年8月21日出願の特願2008-212746、および2009年2月20日出願の特願2009-37447の優先権を主張するものであり、その全体を参照により本願の一部をなすものとして引用する。
 この発明は、冠形の玉軸受用保持器およびその保持器を組み込んだ玉軸受に関する。
 各種回転装置、とりわけ自動車補機に使用される密閉型玉軸受には、耐高温,耐高速,耐泥水,耐ダスト,耐グリース漏れ,長寿命化および低トルクが要求され、耐泥水および耐ダスト対策として軸受内外輪間の空間の両端部に接触シールが設けられる。
 このような構造の密閉型玉軸受において、接触シールのシールリップ部分にグリースが存在した状態で軸受温度が上昇すると、軸受内部の空気の膨張によって軸受内部の圧力が上昇するため、軸受外部との圧力差によりシールリップ部分が開いて軸受内のグリースや空気が軸受外部へ漏洩する現象(以下、呼吸と称する)が生じる(特許文献1)。
 この呼吸現象を防止する対策を施したものとして、上記シールリップ部分の一部に通気用の切欠部を設けたものが提案されている(特許文献1)。しかし、切欠部にグリースが付着すると、上記した玉軸受と同様のグリース漏れが起きる(特許文献2)。
 上記した通気用の切欠部を設けず、例えば内輪回転の玉軸受において、前記接触シールのシールリップ部分が押し付けられる内輪外径面のシール溝へのシールリップ押し付け圧力(以下、緊迫力と言う)を強め、上記した呼吸対策とすることが考えられる。しかし、これではトルクの増大を招くのみで、緊迫力以上の内圧を招く大きな温度上昇時には、グリース漏れを防ぎ切れない。また、軸受温度が低下した場合には、軸受内部の空気の収縮によって内圧が低下することから、シールリップ先端の吸着現象が起こり、更なるトルクの増大を招く要因となる(例えば特許文献3)。
 このような理由により、接触シールとして上述した各種の構造のものを用いたとしても、内輪シール溝にグリースが付着すると、グリース漏れを防止することは難しい。
 そこで、鉄板波形保持器の形状を変更して、グリース漏れ対策を行なった玉軸受用保持器(以下、この保持器を改良鉄板保持器と称する)も提案されている(特許文献4)。この保持器では、ポケットのある円周方向部分の内径の保持器中心からの半径を、ポケット間の円周方向部分の内径の保持器中心からの半径よりも大きくして、この内径の大きい部分でボールに付着した余分なグリースを掻き取り、内輪肩部にグリースが付着するのを防ぐようにしている。
 しかし、一般的な冠形保持器に対して、上記した改良鉄板保持器のグリース漏れ対策の構造を採用すると、冠形保持器において最も小断面積となるポケット中央部をさらに縮小させることになるため、冠形保持器への採用は困難である。
 また、冠形樹脂保持器におけるグリース漏れ対策として、隣合うポケット間の連結部の背面側(ポケット開放側とは反対側)を開口したものも提案されている(特許文献5)。このように、この保持器では、隣合うポケット間の連結部の体積を縮小して軸受内の空間容積を増すことで、耐グリース漏れ性を改善している。この場合の冠形樹脂保持器の形状は、前記改良鉄板保持器におけるグリース漏れ対策の構造に類似させたものといえる。
 しかし、このようなグリース漏れ対策の構造を、鉄に比べて低強度の樹脂を用いた冠形保持器に適用するためには、その軸方向厚さを増す必要があるが、それでは鉄板波形保持器に比べて内径面の面積が拡大する。内径面の面積が拡大すると、その分だけグリースも堆積しやすくなり、グリース漏洩に繋がる可能性も増大する。したがって、グリース漏洩抑制の大きな効果は期待し難い。
 近年の自動車補機の高性能化に伴って、各種回転部品の高速化が求められている。軸受の高速化において、特に冠形樹脂保持器を用いている場合、保持器強度が問題となる。そこで、冠形樹脂保持器の強化方法として、転動体の遅れ進みに対する強度を向上させるために、保持器の軸方向の端面に、内径側壁部と外径側壁部とを区画する溝部を円周方向に沿って設けたものがある(特許文献6)。保持器が溝部により内径側壁部と外径側壁部とに区画されているため、転動体の遅れ進みに対して、前記内径側壁部が内径側に弾性的に傾斜し、前記外径側壁部が外径側に弾性的に傾斜して転動体の遅れ進みを吸収する。これにより、保持器にかかる応力を分散させる。
 また、樹脂保持器の強度を高めるために、補強材を組み込んだものがある(特許文献7)。
特開2000-257640号公報 特開2005-308117号公報 特開2005-069404号公報 特開2007-271078号公報 特開2003-287032号公報 特開2007-139025号公報、図1 特開平9-79265号公報、第3頁左下欄、図1、図2
 このように、密閉型玉軸受におけるグリース漏れ対策として、特許文献1~3に開示されるような、シールリップの緊迫力、シールリップ形状および切欠等があるが、これらの対策では、回転により内輪外径部やシール溝にグリースが存在すると、軸受内部の温度上昇でグリース漏れが生じる。
 また、特許文献4に開示される改良型鉄板保持器はグリース漏れ対策に有効であるが、このグリース漏れ対策の構造を冠形保持器へ適用する場合には、強度面での制約を受けるので難しい。また、冠形保持器でよく利用される樹脂材は鉄に比べて低強度であるため、前記グリース漏れ対策の構造を冠形保持器に適用する場合、冠形保持器の軸方向厚みを増す必要があるが、これでは保持器内径面でのグリース堆積量の増加を招くため、グリース漏れを防止することが難しい。
 特許文献6の冠形樹脂保持器では、高速回転させると遠心力により保持器が外径側にさらに倒れることになり、保持器外径側が、外輪内径側と接触するおそれがある。
例えば、特許文献7のような補強材を組み込んだものは、金属製素子を成形型の内側にセットした状態でこの成形型内に樹脂材を送り込むことにより、射出成形等しなければならない。したがって、製作の工程が多くなり、コストアップや重量増につながる。
また、保持器に耐グリース漏洩性を持たせ、高速回転可能なものは開発されていない。
 この発明の目的は、保持器内径部に付着するグリース量を減少させ、軸受からのグリース漏れを防止できる冠形状の玉軸受用保持器、およびその保持器を組み込んだ玉軸受を提供することである。
 この発明の他の目的は、冠形状の玉軸受用保持器に耐グリース漏洩性を持たせると共に、従来の形状の保持器よりも高速回転に耐えることができる玉軸受保持器および玉軸受を提供することである。
 この発明の玉軸受用保持器は、環状体の一側面に一部が開放されて内部に玉を保持するポケットを、前記環状体の円周方向複数箇所に有する冠形状の玉軸受用保持器において、前記各ポケットの内面に、保持器内径側のポケット開口縁から保持器外径側へ延びる凹み部が設けられている。
 この構成の玉軸受用保持器によると、各ポケットの内面に、保持器内径側のポケット開口縁から保持器外径側へ延びる凹み部を設けたことにより、玉に付着しているグリースを保持器の内径面で掻き取る量が減少する。これにより、内輪外径部へのグリース付着を防止することができるので、内輪のシール溝へのグリースの流動を防止でき、結果として玉軸受からのグリース漏れを防止できる。
 この発明において、前記ポケットの凹み部の軸方向位置は、保持器を軸受に組み込んだ状態で、内輪の軌道面の肩部と略一致する位置とするのがよい。なぜなら、保持器の内径面に堆積するグリースが多量となるのは、玉と内輪軌道面の接触により、軌道面肩部と一致する軸方向位置の近傍となるからである。
 この発明において、前記凹み部が、前記ポケットの開口縁における保持器円周方向の中心の両側に位置して複数箇所に設けられ、各凹み部の内面形状が、保持器の半径方向の直線を中心とする各仮想円筒の表面に略沿う円筒面状の形状であり、この凹み部は、保持器内径側の開口縁から玉配列ピッチ円の付近まで延びていて、保持器内径縁から玉配列ピッチ円に近づくに従って徐々に浅くかつ幅狭となる形状であってもよい。
 この発明において、前記凹み部が、前記ポケットの開口縁における保持器円周方向の中心の両側に位置して2箇所に設けられて、保持器外径縁付近まで延び、これら2箇所の凹み部の内面形状が、一つの仮想リングの表面に略沿った形状であり、前記仮想リングは、ポケット内に収まるリング外径で、任意周方向位置の断面形状が円形であり、リング中心が保持器中心軸に対して傾きを持つものであってもよい。
 この発明において、前記凹み部が、前記ポケットの開口縁における保持器円周方向の中心から両側に広がって1箇所に設けられ、ポケットの保持器円周方向の幅の半分よりも大きな幅を有し、前記凹み部の内面形状が、保持器の半径方向の直線を中心とする仮想円筒の表面に略沿う円筒面状の形状であり、この凹み部は、保持器内径側の開口縁から玉配列ピッチ円の付近まで延びていて、保持器内径縁から玉配列ピッチ円に近づくに従って徐々に浅くかつ幅狭となる形状であってもよい。
 この発明において、前記ポケットの内面が凹球面状であり、隣合うポケット間の連結部の保持器円周方向の中央位置での断面における保持器内径面上のポケット開放側とは反対側の端点の軸方向位置が、内輪の軌道面の肩部よりもその軌道面の中央側の位置であってもよい。これにより、連結部の内径面からグリースが軸受外に漏れるのを防ぐことができる。
 この発明において、ポケットの保持器周方向の中央におけるポケット底壁部分を、肉厚が内径側よりも外径側が厚くなる断面形状としてもよい。密封板を付けた玉軸受では、保持器と密封板の距離は、外径側で広く、内径側では狭くなっている。この場合、保持器全体を軸方向に拡大することが難しい。そこで、前記ポケット底壁部分における外径側の肉厚を、内径側の肉厚よりも厚くすることで、密封板と保持器とが接触することなく、保持器にかかる最大応力と変位量とを低下させ得る。したがって、高速化を図るという上記目的を達成することができる。
 この発明において、前記各ポケットの開放側に、円周方向に対面する一対の爪が軸方向に突出して設けられていることが好ましい。この構成によれば、前記爪により玉がポケット内に安定して保持される。
 好ましくは、前記各ポケットの一対の爪の保持器内径側の先端間の間隔よりも、保持器外径側の先端間の間隔が狭くなっている。この構成によると、各ポケットの一対の爪の保持器内径側の先端間の間隔よりも、保持器外径側の先端間の間隔を狭くしたことにより、玉に付着したグリースを、外輪側から内輪の外径部に近付けず、内輪側からのグリースも、内輪の外径部から離れた爪の保持器外径側で掻き取ることができ、結果として玉軸受からのグリース漏れを防止できる。
 好ましくは、前記各ポケットの一対の爪の保持器内径側の先端間が開放され、保持器外径側の先端間が連結されている。この構成によると、各ポケットの一対の爪の保持器内径側の先端間を開放し、保持器外径側の先端間を連結したことにより、玉に付着したグリースを、外輪側から内輪の外径部に近付けず、内輪側からのグリースも、内輪の外径部から離れた爪の保持器外径側で掻き取ることができ、結果として玉軸受からのグリース漏れを防止できる。
 さらに、ポケットにおける保持器円周方向の中心を通る保持器半径方向の直線に投影した前記爪の全幅をIt としたとき、前記直線に投影した前記爪における保持外径側の爪部の幅Ie が2/3It 以下となるように、保持器外径側の前記爪部の幅を設定するのが、グリース漏洩防止効果を上げるうえで好ましい。
 また、前記爪の保持器円周方向に沿う断面でのポケット中心相当位置から保持器内径側の爪先端および保持器外径側の爪先端の保持器円周方向に対する角度を、保持器外径側の爪先端の角度が保持器内径側の爪先端の角度の1.5倍以上となるように設定するのが、グリース漏洩防止効果を上げるうえで好ましい。
 この発明の玉軸受は、この発明の玉軸受用保持器を組み込んだものである。
 単列の玉軸受では、ポケット開放側へのグリース挙動は一般的な冠形状の保持器を組み込んだ玉軸受の場合と変わらず、グリース漏れ防止効果が期待できない。しかし、一般的に玉軸受は一対で使われることが多く、その一対の玉軸受の両端側へのグリース漏れを嫌う場合が多い。この場合には、上記発明の玉軸受用保持器の背面側を、グリース対策を施したい側に向けて組み込めば、最終製品のグリース密封機能が保たれる。
 この発明の玉軸受において、内外輪間に介在する複数の玉が保持器に保持され、これら内輪および外輪間の軸受空間にグリース組成物を封入し、前記外輪または内輪に設けたシール部材で前記軸受空間を塞ぐ玉軸受であって、前記軸受空間にはグリース組成物が封入され、このグリース組成物は、基油と、増ちょう剤とからなるベースグリースに添加剤を配合してなり、この添加剤は、アルミニウム粉末およびアルミニウム化合物から選ばれた少なくとも一つのアルミニウム系添加剤を含有し、このアルミニウム系添加剤の配合割合はベースグリース100重量部に対して0.05重量部以上10重量部以下である。
 この構成によると、玉軸受に冠形状の保持器を適用し、この保持器における各ポケットの内面に、保持器内径側のポケット開口縁から保持器外径側へ延びる凹み部を設けたため、玉に付着しているグリースを保持器の内径面で掻き取る量が減少する。これにより、保持器ポケット背面側からのグリース漏洩を抑制し、内輪外径部へのグリース付着を防止することができる。それ故、内輪のシール溝へのグリースの流動を防止でき、よって玉軸受からのグリース漏れを防止できる。
 さらに、この軸受空間に封入されるグリース組成物は、基油と、増ちょう剤とからなるベースグリースに添加剤を配合してなり、この添加剤は、アルミニウム粉末およびアルミニウム化合物から選ばれた少なくとも一つのアルミニウム系添加剤を含有し、このアルミニウム系添加剤の配合割合はベースグリース100重量部に対して0.05重量部以上10重量部以下であるため、水素脆性による特異な剥離の発生を抑制することができる。したがって、このグリース組成物を封入した玉軸受の長寿命化を図ることができる。
 前記保持器により、グリース漏洩を防ぐことができるため、内輪のシール溝の形状を設計変更する必要がなく、また軸受の軸方向に、例えばスリンガー等を設ける必要もない。したがって、部品点数を増やす必要がなく、省スペース化を実現し得る。
 これら保持器およびグリース組成物を適用することにより、水素脆性がない好適な状態で軸受を運転可能で、且つグリース漏れもないため、軸受空間に封入したグリースの持つ潤滑寿命特性が十分に発揮される。さらに、グリース漏れによる外部環境汚染、例えばエンジン補機ベルト等への浸食やすべりによる異音等も解消される。また、従来のものより、部品点数低減による製造コストの低減を図ることができる。
 前記アルミニウム化合物は、炭酸アルミニウムまたは硝酸アルミニウムから選ばれた少なくとも一つの化合物が挙げられる。
 この発明の玉軸受はロータリエンコーダ付きモータの回転軸を支持する軸受であって、内外輪間に介在する複数の玉を保持器により保持し、前記外輪または内輪に取付けられこの軸受空間を密封するシールを有するロータリエンコーダ付きモータ用軸受であってもよい。
 この構成によると、冠形状の保持器における各ポケットの内面に、保持器内径側のポケット開口縁から保持器外径側へ延びる凹み部を設けたので、上述のようにロータリエンコーダのセンサまたは内輪のシール溝へのグリースの流動を防止でき、よってロータリエンコーダ付きモータ用軸受からのグリース漏れを防止できる。
 したがって、ロータリエンコーダのセンサ等に、グリースが付着することを防止し、回転状態を正確に検知することが可能となる。また、グリース漏れを防止できるので、非接触シールを適用することができるため、低トルク化も図れる。この非接触シールを適用した場合であっても、この構成の保持器により耐ダスト性を高めることが可能となる。
 この発明の玉軸受は、内外輪間に介在する複数の玉が保持器に保持され、これら内輪および外輪間の軸受空間を塞ぐシール部材を前記外輪または内輪に設けた玉軸受であって、前記内輪の外径面にシール溝を周方向に形成し、前記シール溝に対向した外輪内径面に前記シール部材の外周縁を固定し、そのシール部材の内周部に主リップと副リップとを設け、前記主リップを前記シール溝に接触させて接触シールを形成するとともに、副リップを前記シール溝又はその近辺に接近させてラビリンスシールを形成してなり、前記シール部材の内輪外径面の高さ近辺の位置に分岐部を設け、その分岐部から内径方向に突き出した部分により前記の主リップを形成し、その主リップの先端部を前記シール溝の外側溝壁に接触させて前記の接触シールを形成し、前記分岐部から軸方向内向きに突き出した部分により前記の副リップを形成し、その副リップの先端部とシール溝の内側溝壁との間で前記のラビリンスシールを形成してもよい。
 この構成によると、冠形状の保持器に凹み部を設けたため、保持器背面側からのグリース漏洩を抑制できる。これにより、内輪外径部へのグリース付着防止を図ることができる。さらにシール部材において、副リップによって形成されるラビリンスシールと、主リップによって形成される接触シールによってグリースがシールされ、外部への漏出が防止される。外部からの異物の浸入もこれらの接触シールおよびラビリンスシールによって防止される。
 副リップの外径面は、シール溝に隣接する内輪外径面と同程度の高さで軸方向に拡がっているので、転走溝側から押し出されるグリースが、副リップの外径面に円滑に移動する。それ故、ラビリンスシールを通過するグリース量を減少させ得る。副リップにより軸受の内部圧力が緩和され、主リップに作用する内部圧力が低減される。よって、この主リップによって形成される接触シールの締め代を小さくして低トルク化を図れる。このようなシール部材を用いることにより、ラビリンス構造による低トルクかつ高シール性を実現できる。この場合、スリンガ等を設けるスペースを不要とし、部品点数を増やすことなく製造コストの低減を図れる。
 この発明の玉軸受は、内外輪間に介在する複数の玉が保持器に保持され、これら内輪および外輪間の軸受空間を塞ぐシール部材を前記外輪または内輪に設けた玉軸受であって、前記シール部材のうちの一方の周縁部が一方の軌道の端に形成したシール溝に摺接し、他方の周縁部が他方の軌道の端に固定され、前記シール溝に摺接するシール部材の周縁をシールリップとすると共に、このシールリップの内面に突起を設け、前記突起は、前記シール部材で仕切られる軸受内部と軸受外部とに圧力差が生じて前記シールリップが内側に押し込まれたとき、前記シール溝の内側面にこの突起が接触し、この突起の接触により、その接触付近のシールリップを部分的に弾性変形させて、前記軸受内部と軸受外部とを連通する空気通路が形成される状態と、前記圧力差が生じないとき前記シール溝の内側面にこの突起が非接触となる状態とにわたって変位可能に構成してもよい。
 この構成によると、冠形状の保持器にグリース掻き取り抑制手段を設けたため、保持器背面側からのグリース漏洩を抑制することができる。これにより、内輪外径部等へのグリース付着防止を図ることができる。さらにシール部材において、吸着現象が発生すると、シールリップが内側に押し込まれるが、このシールリップが押し込まれるのと同時に、同シールリップの内面の突起がシール溝の内側面に押し当てられる。このとき、その突起の接触位置付近であってシール溝内側面に押し当てられる付近のシールリップは、突起の存在により、他の部分に対して部分的に弾性変形される。すなわち、突起の接触位置付近のシールリップは、シール溝の内側面に接触できずに、その非接触により、軸受内部と軸受外部とを連通する空気通路が形成される。
 突起およびシールリップ先端部が共に、シール溝の内側面に接触した状態では、この突起とシールリップ先端部との接触圧力の違いによって、突起先端部は、その摺動抵抗がシールリップの先端部の摺動抵抗よりも大きくなる。この状態で軸受を回転させると、シールリップ先端部が凹凸状に波打つよう捩れが生じて空気通路が形成される。このため、軸受内外の圧力バランスを瞬時に均一に保って吸着現象を防止することができる。この圧力バランスを保つための空気通路は、軸受内外の圧力バランスが均一つまり圧力差が生じないと直ちに閉じシールリップは通常状態になる。このとき、突起は、シール溝の内側面に非接触となる。したがって、外部からの異物の浸入を最小限にとどめることができ、またその空気通路は狭いため、グリースが漏れることもない。
 この発明の玉軸受は、内外輪間に介在する複数の玉が保持器に保持され、これら内輪および外輪間の軸受空間を塞ぐシール部材を外輪に設けた玉軸受において、前記内輪の軌道の側方に形成されたシール溝と、前記内輪の端部との間に肩部を形成し、前記シール溝に対向する前記外輪の内周面に前記シール部材を装着し、このシール部材の内周部に、前記シール溝の軌道側溝壁に接触する主リップと、前記肩部の上方に突き出すラビリンスリップとを設け、前記シール部材の内周側先端部に、前記主リップとラビリンスリップとを設け、前記主リップに前記シール溝に対向する内周面を設けると共に、前記ラビリンスリップの内周に、このラビリンスリップの先端に向かって除々に拡径する傾斜面を形成してもよい。
 この構成によると、冠形状の保持器に前述の凹み部を設けたため、保持器背面側からのグリース漏洩を抑制することができる。これにより、内輪外径部等へのグリース付着防止を図ることができる。さらにシール部材の内周部に、主リップとラビリンスリップとを設け、主リップにシール溝に対向する内周面を設け、ラビリンスリップの内周に傾斜面を形成したことで、接触シールである主リップの先端を、前記シール溝の軌道側溝壁と対向する肩部側溝壁の上端位置よりも低い接触位置で同シール溝の軌道側溝壁に接触させ得る。したがって、飛散する泥水が直接シールリップの先端に当たらない。それ故、泥水等が飛散する環境でこの軸受を使用しても、シールリップの先端をシール溝の軌道側溝壁と安定して接触させ、接触シールのシール性を十分に確保できる。よって、軸受内のグリース漏れ防止を図り且つ耐泥水性を得る。それ故、リップ等の緊迫力を強くする必要がないため、低トルク化を図れる。
 この発明にかかる玉軸受用保持器を製造する製造方法は、前記凹み部と一対の爪を有する玉軸受用保持器の製造方法であって、前記爪における保持器外径側の爪部の、少なくとも保持器内径側の爪部よりも突出する爪先端部分を有する爪部品を保持器本体と別体に形成し、玉軸受の内外輪および玉に前記保持器本体を組み込んだ後に、前記爪部品を前記保持器本体に接着、溶着、または嵌合する。
 この構成によると、保持器の組み込み時に、爪の付け根で白化や破損が生じるのを避けることができる。
 この発明における他の構成にかかる玉軸受用保持器の製造方法は、前記凹み部と一対の爪を有する玉軸受用保持器の製造方法であって、前記爪における保持器外径側の爪部の保持器内径側の爪部よりも突出する爪先端部分を、完成時よりもポケット中心から離反する開放姿勢とした保持器半製品を製作し、玉軸受の内外輪および玉に前記保持器半製品を組み込んだ後に、前記爪先端部分を玉の表面に沿う閉鎖姿勢に熱変形もしくは二次加工する。
 この構成によると、保持器の組み込み時に、爪の付け根で白化や破損が生じるのを避けることができる。
 この発明は、添付の図面を参考にした以下の好適な実施形態の説明からより明瞭に理解されるであろう。しかしながら、実施形態および図面は単なる図示および説明のためのものであり、この発明の範囲を定めるために利用されるべきものではない。この発明の範囲は添付のクレーム(請求の範囲)によって定まる。添付図面において、複数の図面における同一の部品番号は、同一部分を示す。
この発明の第1実施形態にかかる玉軸受用保持器を組み込んだ玉軸受の一部破断斜視図である。 同玉軸受の部分拡大断面図である。 第1実施形態の玉軸受用保持器の概略の斜視図である。 (A)は同保持器の部分拡大斜視図、(B)は同斜視図に仮想円筒を加えた状態を示す斜視図、(C)は(B)の拡大縦断面図である。 (A)は同保持器の変形例の部分拡大斜視図、(B)は同斜視図に仮想多角柱を加えた状態を示す斜視図である。 (A)は同保持器の他の変形例の部分拡大斜視図、(B)は同斜視図に仮想リングを加えた状態を示す斜視図である。 同保持器のポケットと仮想リングの関係を断面で示す説明図である。 この発明の第2実施形態にかかる玉軸受用保持器の斜視図である。 この発明の第3実施形態にかかる玉軸受用保持器の斜視図である。 この発明の第4実施形態にかかる玉軸受用保持器の部分拡大斜視図である。 この発明の第5実施形態にかかる玉軸受用保持器の部分拡大斜視図である。 この発明の第6実施形態にかかる玉軸受用保持器の部分拡大斜視図である。 玉軸受用保持器のポケットと内輪軌道面の間での軸方向位置の関係の説明図である。 (A)は図4に示す構造の保持器を組み込んだ玉軸受のグリース漏れ試験の結果の説明図、(B)は(A)の部分拡大図である。 (A)は一般的な冠形状の保持器を組み込んだ玉軸受のグリース漏れ試験の結果の説明図、(B)は(A)の部分拡大図である。 (A)はこの発明の第7実施形態にかかる玉軸受用保持器の部分拡大斜視図、(B)は同斜視図に仮想円筒を加えた状態を示す斜視図である。 第7実施形態の玉軸受用保持器を組み込んだ複列の玉軸受の断面図である。 この発明の第8実施形態に係る玉軸受用保持器の部分拡大斜視図である。 同保持器を軸受軸心を含む平面で切断して見た要部縦断面図である。 同保持器を保持器外径側から見た要部平面図である。 この発明の第9実施形態に係る玉軸受用保持器であり、ポケット底の補強部に、相手側の爪が入り込まない大きさの板を設けた例を示す図である。 同保持器の斜視図である。 この発明の第10実施形態に係る玉軸受用保持器であり、外径円環部を壁面とした玉軸受用保持器の例を示す斜視図である。 図23の壁面に傾斜をつけた例を示す斜視図である。 この発明の第11実施形態に係る玉軸受用保持器であり、円環壁面を有し、且つ、保持器背面を除く保持器外径面を削除した例を示す斜視図である。 (a)は一般的な冠形保持器に遠心力を作用させた場合の応力分布図、(b)は同保持器の変位分布図である。 (a)はポケット内面に凹み部を設けた冠形保持器に遠心力を作用させた場合の応力分布図、(b)は同保持器の変位分布図である。 (a)はポケット内面に凹み部を設け円環部を除去した冠形保持器に遠心力を作用させた場合の応力分布図、(b)は同保持器の変位分布図である。 (a)は図28の形状にポケット部を肉厚にした冠形保持器に遠心力を作用させた場合の応力分布図、(b)は同保持器の変位分布図である。 (a)は図28の形状に外径部を補強した冠形保持器に遠心力を作用させた場合の応力分布図、(b)は同保持器の変位分布図である。 (a)は図29および図30の形状を組み合わせた冠形保持器に遠心力を作用させた場合の応力分布図、(b)は同保持器の変位分布図である。 (a)は補強部を円環状に形成した冠形保持器に遠心力を作用させた場合の応力分布図、(b)は同保持器の変位分布図である。 (a)は外径円環部を壁面とした冠形保持器に遠心力を作用させた場合の応力分布図、(b)は同保持器の変位分布図である。 (a)は図33の壁面に傾斜をつけた冠形保持器に遠心力を作用させた場合の応力分布図、(b)は同保持器の変位分布図である。 (a)は保持器外径側を削除した冠形保持器に遠心力を作用させた場合の応力分布図、(b)は同保持器の変位分布図である。 一般的な冠形状保持器に対して、転動体の遅れ進みを模擬した変位を与えた解析結果を示す応力分布図である。 一般的な冠形状保持器に対して、転動体の遅れ進みを模擬した変位を与えた解析結果を示す応力分布図である。 図31の形状の保持器に対して転動体の遅れ進みを模擬した変位を与えた解析結果を示す応力分布図である。 図31の形状の保持器に対して転動体の遅れ進みを模擬した変位を与えた解析結果を示す応力分布図である。 (a)は保持器のポケットを、保持器軸方向を含む仮想平面で半分に切断した形状を表す斜視図、(b)は同斜視図の要部拡大図である。 (a)は一般的なシールを付けた玉軸受の断面図、(b)は保持器の外径部を補強した玉軸受の断面図である。 保持器を重ねたときに、爪側に相手のポケット底側が入り込む例を示す図である。 保持器半周に対し、保持器切断面をθ方向に拘束し、ポケット一つに対して、転動体が接触する面積にθ方向に強制変位を与えた解析例を示す斜視図である。 図29から図35のいずれかの冠形保持器を組み込んだ玉軸受の断面図である。 この発明にかかる軸受をアイドラプーリに設けた断面図である。 この発明にかかる軸受をオルタネータに設けた断面図である。 この発明にかかる軸受を自動二輪車の減速機に設けた断面図である。 この発明にかかる軸受を自動変速機に設けた断面図である。 図46の要部である遊星歯車機構を示す断面図である。 この発明にかかる軸受を無断変速機に設けた断面図である。 この発明の第12実施形態の玉軸受用保持器の斜視図である。 同玉軸受用保持器の製造方法の説明図である。 同玉軸受用保持器の他の製造方法の説明図である。 同玉軸受用保持器の爪先端のポケット中心からの角度の説明図である。 同玉軸受用保持器の爪の幅の説明図である。 同玉軸受用保持器によるグリース挙動の説明図である。 同玉軸受用保持器の保持器外径側の爪部先端のポケット中心からの角度とグリース漏洩率との関係の試験結果を示すグラフである。 同玉軸受用保持器の保持器外径側の爪部の幅とグリース漏洩率との関係の試験結果を示すグラフである。 同玉軸受用保持器を組み込んだ玉軸受のグリース漏れ試験の結果の説明図である。 一般的な冠形状の保持器を組み込んだ玉軸受のグリース漏れ試験の結果の説明図である。 玉軸受用保持器の爪の変形例を示す側面図である。 玉軸受用保持器の爪の他の変形例を示す側面図である。 図60の玉軸受用保持器の製造方法の説明図である。 この発明の第13実施形態に係るアンギュラ玉軸受の部分拡大断面図である。 同アンギュラ玉軸受の要部を拡大して表す断面図である。 シール構造の摺接部を表し、(a)は摺接部の小溝部を示す拡大断面図、(b)は摺接部の接触シールを示す拡大断面図である。 トルク値の実測結果を表す図表である。 シール漏れ量の実測結果を表す図表である。 この発明の第14実施形態にかかるアンギュラ玉軸受の部分拡大断面図である。 この発明の第15実施形態にかかるアンギュラ玉軸受の部分拡大断面図である。 この発明の第16実施形態にかかる複列アンギュラ玉軸受の部分拡大断面図である。 この発明の第17実施形態にかかるシール部材等を表す図であり、(a)は要部拡大断面図、(b)は比較例の一部拡大断面図である。 この発明の参考提案例を表す図であり、(a)は、参考提案例1の一部拡大断面図、(b)は、参考提案例2の一部拡大断面図である。 この発明の第18実施形態に係るアンギュラ玉軸受の部分拡大断面図である。 同アンギュラ玉軸受のシールリップの要部を表す斜視図である。 同シールリップの通常状態の断面図である。 同シールリップの吸着状態の断面図である。 (a)同シールリップにおける主リップおよび突起がシール溝に接触した状態を表す断面図、(b)は(a)のA-A線における断面図、(c)内輪を回転させた際のリップ先端部の状態を示した断面図である。 この発明の第19実施形態にかかるアンギュラ玉軸受の部分拡大断面図である。 この発明の第20実施形態にかかるアンギュラ玉軸受の部分拡大断面図である。 この発明の第21実施形態にかかる複列アンギュラ玉軸受の部分拡大断面図である。 この発明の第22実施形態等を表す図であり、(a)は、転がり軸受のシールリップの要部を表す斜視図、(b)は、通常状態のシールリップの断面図、(c)は吸着状態のシールリップの断面図である。 (a)は、主リップおよび突起がシール溝に接触した状態を表す断面図、(b)は、(a)のB-B線断面図、(c)は、内輪回転させた際のリップ先端部の状態を示した断面図である。 この発明の第23実施形態に係るアンギュラ玉軸受の部分拡大断面図である。 同アンギュラ玉軸受のシール部材を軸受に組み込む前の状態を示す断面図である。 図82の要部を拡大して示す断面図である。 図82の要部をさらに拡大して示す断面図である。 異物浸入試験の結果を示すグラフである。 この発明の第24実施形態にかかるアンギュラ玉軸受の部分拡大断面図である。 この発明の第25実施形態にかかるアンギュラ玉軸受の部分拡大断面図である。 (A)はこの発明の第26実施形態にかかる複列アンギュラ玉軸受の部分拡大断面図、(B)は同複列アンギュラ玉軸受のシール部材を軸受に組み込む前の状態を示す断面図である。 この発明の第27実施形態に係るロータリエンコーダ付きモータ用軸受の部分拡大断面図である。 同軸受の部分拡大断面図である。
符号の説明
1 玉軸受
2 内輪
2a 軌道面
2D 内輪外径面
3 外輪
4 玉
5 玉軸受用保持器
5A 保持器本体
5B 保持器半製品
6 シール部材(接触シール)
8Ab 分岐部
8Ac 主リップ
8Ad 副リップ
10 シール溝
11 ポケット
12 環状体
14 ポケットの先端部(爪)
14a 保持器内径側の爪部
14b 保持器外径側の爪部
14ba 爪部品(爪先端部)
14A 爪部品
16 凹み部
Ln ラビリンスリップ
Lna 傾斜面
Lm 主リップ
Lmb 内周面
Ls ラビリンスシール
S1 接触シール
SL シールリップ
Tk 突起
V1 軸受空間
 この発明の第1実施形態を図面と共に説明する。図1および図2は、この実施形態の玉軸受用保持器が適用される玉軸受の一部破断斜視図および部分拡大断面図である。この玉軸受1は密閉型の深溝玉軸受であり、内輪2と外輪3の軌道面2a,3aの間に複数の玉4を介在させ、これら玉4を保持する保持器5を設け、内外輪2,3間に形成される環状空間V1の両端をそれぞれ接触シール6で密封したものである。軸受空間V1に、後述するグリース組成物を封入してもよい。玉4は鋼球からなる。接触シール6は、環状の芯金7とこの芯金7に一体に固着されたゴム状部材8とで構成され、外輪3の内周面に形成されたシール取付溝9に外周部が嵌合状態に固定される。内輪2は各接触シール6の内周部に対応する位置に、円周溝からなるシール溝10が形成され、接触シール6の内周側端に形成されたシールリップ6aが内輪2のシール溝10に摺接する。
 保持器5は、図3に斜視図で示すように、内部に玉4を保持するポケット11を、環状体12の円周方向の複数箇所に有する冠形状のものである。各ポケット11は、環状体12の軸方向の一側面に一部が開放されている。各ポケット11の内面は、玉4の外面に沿った凹球面状の曲面形状とされている。環状体12の隣合うポケット11,11間の部分は連結部13となる。各ポケット11の開放側には、円周方向に対面する一対の爪状の先端部(爪)14,14が軸方向に突出して設けられている。なお、この明細書において、軸受軸方向のポケット開放側の側面をポケット側と呼び、その反対側の側面を背面側と呼ぶ。
 保持器5の一部を拡大して図4に斜視図で示す。図3は、図4と対応する部分につき、ポケット内面を単調な球面とした場合の図である。この実施形態の保持器5のポケット11の内面には、図4(A)に示すように、保持器内径側のポケット開口縁から保持器外径側へ延びる複数の凹み部16が設けられている。この凹み部16を設けることにより、玉4に付着しているグリースが保持器5の内径面で掻き取られる量を減少させ、内輪2の外径部へのグリース付着を防止する。この例では、凹み部16を、ポケット11の開口縁における保持器円周方向の中心OW11を挟んで円周方向両側に位置する2箇所としている。
 各凹み部16の内面形状は、保持器円周方向に沿う断面形状(すなわち保持器中心軸に垂直な平面での断面形状)が、ポケット11の内面となる凹球面の曲率半径Raよりも小さな曲率半径Rbの円弧状であり、詳しくは同図(C)に示すように、保持器5の半径方向の直線Lを中心とする各仮想円筒Vの表面に略沿う円筒面状の形状である。同図(B)に示すように、この凹み部16は、保持器半径方向につき、保持器内径側のポケット開口縁から玉配列ピッチ円PCDの付近まで延びていて、保持器内径縁から玉配列ピッチ円PCDに近づくに従って徐々に小さく、つまり徐々に浅くかつ幅狭となる形状である。なお、玉配列ピッチ円PCDはポケットPCDとも呼ぶ。
 2個の凹み部16の位置は、例えば、ポケット11の開口縁における保持器円周方向の中心OW11に対する周方向の配向角度を40°±15°とした対称な2箇所である。凹み部16の深さは、ポケット内面の凹球面の中心O11から凹み部16の最深位置までの距離Rcが、玉4の半径の1.05倍以上となる深さであることが好ましい。
 なお、この実施形態では凹み部16を2箇所としたが、3箇所以上としても良い。
 図5は、保持器5のポケット11の内面のさらに他の形状例を示す。この例は、図4の実施形態において、凹み部16の断面形状(保持器円周方向に沿う断面形状)を円弧状とする代わりに、多角形状としたものである。詳しくは、同図(B)に示すように、保持器5の半径方向の直線LAを中心とする各多角形柱(図示の例では正10角形柱)VAの表面に略沿う多角形状の形状である。この凹み部16は、保持器半径方向につき、保持器内径側の開口縁から玉配列ピッチ円PCDの付近まで延びていて、保持器内径縁から玉配列ピッチ円PCDに近づくに従って徐々に小さく、つまり徐々に浅くかつ幅狭となる形状である。この変形例におけるその他の構成は、図4の例と同様である。
 図6は、保持器5のポケット11の内面のさらに他の形状例を示す。この例は、ポケット11の内面に設けられる凹み部16が、ポケット11の開口縁における保持器円周方向の中心OW11の両側に位置して2箇所に設けられていることでは図4の実施形態と同様であるが、各凹み部16が、保持器外径縁付近まで延びている。これら凹み部16の内面の保持器円周方向に沿う断面形状は、ポケット11の内面となる凹球面の曲率半径Raよりも小さな曲率半径RBbの円弧状であり、詳しくは同図(B)に示すように、一つの仮想リングVBの表面に略沿った形状である。この仮想リングVBは、凹み部16を加工する砥石の外周面であっても良い。前記仮想リングVBは、ポケット11内に収まるリング外径であって、任意周方向位置の断面形状が円形となるドーナツ状であり、図7のように、リング中心OVBが保持器中心軸Oに対して傾きを持つ。
 なお、この発明において、凹み部16の保持器円周方向に沿う断面形状は、図4~図6の各例の形状に限らず、部分楕円状や、矩形溝状、台形溝状や、その他任意の断面形状としても良い。また、凹み部16の上記断面形状は、凹み部中心に対して非対称の形状であっても良い。ポケット11における内面形状は、球面状に限らず、玉配列ピッチ円PCDよりも内径側の部分が、保持器内径側開口縁に近づくに従って小径となる形状であれば良く、例えば玉配列ピッチ円PCDよりも外径側の部分が円筒面状、内径側の部分が円すい面状であっても良い。
 図8は第2実施形態を示す。この玉軸受用保持器5は、図4~図6に示す実施形態において、連結部13の内径面の背面側を削除したものである。これにより、ポケット11では、その背面側が円弧状の殻部11aで囲まれた形状となる。図4~図6に示す実施形態では、前記凹み部16により、玉4に付着したグリースを保持器5の内径面で掻き取る量を減らすことができるものの、わずかに付着する場合には、その堆積量が増加するとグリース漏れに繋がってしまう。つまり、この場合、連結部13の内径面にもグリースが付着し、この部分のグリースが軸方向にしか移動できない。この連結部13の軸方向の範囲が、内輪2の外径部の存在領域と重なる場合、すなわち連結部13の内径面が内輪2の軌道面2aよりも軸受端面側に位置する場合には、連結部13の内径面からグリースが軸受外に漏れてしまうことになる。そこで、図8のように、連結部13の内径面の背面側を削除すると、連結部13の内径面からグリースが軸受外に漏れるのを防ぐことができる。
 なお、図8の実施形態では、前記連結部13の背面側において、内径面から外径面にわたって削除した例を示しているが、保持器5の強度を考えた場合は、その削除量は少ないことが望ましい。内輪2の外径部へのグリース付着の抑制には、内輪2の外径面と保持器5の内径面との距離を長くすることも有効であることから、連結部13の内径側のみを一部削除し、外径側に従来のような壁面を残すようにしても良い。すなわち、隣合うポケット11,11間の連結部13の円周方向中央位置における断面において、連結部13の削除されずに残された内径面の背面側の端点の軸方向位置を、内輪2の軌道面2aの肩部よりも軌道面2a中央側に位置させることが、グリース漏れ防止の上で重要である。このことを、図8の保持器5に仮想線で示す内輪2の断面図を重ねて、軸方向Yの位置関係の模式図として図13に示す。つまり、同図において、連結部13の軸方向位置Ybが、内輪2の軌道面2aの肩部の軸方向位置Yaよりも軌道面2aの中央側(Yb<Ya)であれば良い。
 また、同図におけるYbの位置は、連結部13の内径面が存在してよい背面側の位置であり、その外径側にポケット11の中央部の背面側の軸方向位置と同じ位置まで延びる外壁面が存在しても良い。同様に、Ybの位置から外径側に向けて連結部13の軸方向厚さが、背面側へと徐々に、あるいは段階的に厚くなるような形状としても良い。
 図9は第3実施形態を示す。この玉軸受用保持器5は、図8の実施形態において、ポケット11の殻部11aの厚さを比較的厚くした例を示す。この場合の殻部11aの厚みの増加は、保持器単体の強度を向上させることができるが、保持器5の内径面の面積増加を招くので、グリース漏れを助長する恐れがある。とりわけ、保持器5の内径面において、堆積するグリースが多量になる位置は、図13における内輪2の軌道面2aの肩部と一致する軸方向位置の近傍(符号Pで示す)となるので、この軸方向位置の近傍での保持器5の内径面の面積低減が重要である。そこで、この実施形態では、そのポケット11の殻部11aの外面にも凹み部26を設け、ポケット11の内径面の面積を低減している。これにより、保持器5の内径面へのグリース堆積量の減少と、保持器単体の強度向上とを両立させることができる。
 なお、保持器5の内径面の面積を低減するには、図10に第4実施形態として部分拡大斜視図で示すように、ポケット11の内面に設ける前記凹み部16を大きくしても良い。
 また、図11に第5実施形態として部分拡大斜視図で示すように、保持器5を構成する環状体12を、内径側の軸方向厚さが薄く、外径側に向かって徐々に厚くなる形状とすることで、保持器5の内径面の面積を低減するようにしても良い。同様に、環状体12の軸方向厚さを、内径側から外径側へと段階的に増加させるようにしても良い。
 図12は第6実施形態を示す。この玉軸受用保持器5は、図9の実施形態において、ポケット11の開放側に突出する一対の先端部14の一部を削除して、軽量化を図ったものである。玉軸受1を高速回転で使用する場合、保持器5に作用する遠心力の影響が大きくなる。この遠心力による保持器5の応力を低減するためには、保持器5の軽量化が有効である。そこで、この実施形態では、前記先端部14の外径側を一部削除した形状としている。高速回転時に、保持器5の先端部14では、ポケット11の径方向中央部に対して外径側に傾くように変形するため、先端部14の内径側で玉4を案内することになる。したがって、この実施形態のように、先端部14の外径側を一部削除しても、軸受機能上の悪影響は生じない。
 図14および図15は、グリース付着状態の確認を行なった試験結果を示す。この試験では、図8に示した実施形態の保持器5を組み込んだ玉軸受と、一般的な冠形状の保持器を組み込んだ玉軸受とを、同一条件で運転して比較した。図14は、図8の実施形態の保持器5を用いた玉軸受のグリース付着状態を示し、図15は一般的な冠形状の保持器を用いた玉軸受のグリース付着状態を示す。
 図14および図15の試験結果から、一般的な冠形状の保持器を組み込んだ玉軸受(図15)では、保持器内径面と内輪の外径部との間にグリースが多量存在し、紙面手前方向の内輪シール溝に向かってグリースが漏れてきている。シールが装着されていれば、シール溝とシール先端との間にグリースが流動し、軸受内部の温度上昇とともに軸受外部へ漏洩することになる。実施形態の保持器5を組み込んだ玉軸受(図14)では、保持器5の内径部に極微量のグリース付着が認められるものの、内輪外径部には認められないことが分かる。
 これらの試験結果からわかるように、この実施形態の玉軸受用保持器5では、各ポケット11の内面に、保持器内径側のポケット開口縁から保持器外径側へ延びる凹み部16を設けたことにより、玉4に付着しているグリースを保持器5の内径面で掻き取る量が減少する。これにより、内輪2の外径部へのグリース付着を防止することができる。内輪2の外径部へのグリース付着がなければ、内輪2のシール溝10(図1)へのグリースの流動を防止でき、結果として玉軸受1からのグリース漏れを防止できる。
 ポケットのある円周方向部分の内径の保持器中心からの半径を、ポケット間の円周方向部分の内径の保持器中心からの半径よりも大きくした従来例(特許文献4に開示)の保持器のグリース漏れ防止構造を、冠形状の保持器に適用した場合は、ポケットの円周方向中央底部の形状を一部削除する必要がある。このため、保持器の強度低下が大きく、実用に供することは困難である。具体的には、保持器の自転による遠心力が作用すると、ポケットの中央底部での歪みが大きく、この部分が破断に至り、あるいは隣合うポケット間の連結部の外径側への変位量が増加し、外輪との接触を招き好ましくない。これに対して、この実施形態の保持器5における前記凹み部16は、ポケット11の底に位置しないので、保持器5の強度低下を小さくすることができ、実用に耐え得る。
 前記各実施形態において、ポケット11の内面の凹み部16の好ましい位置は、図13に符号Pで示す位置である。つまり、凹み部16の軸受軸方向位置が、保持器5を玉軸受1に組み込んだ際の内輪軌道面2aの肩部と概ね一致する場所である。なぜなら、保持器5の内径面に堆積するグリースが多量となるのは、玉4と内輪軌道面2aの接触により、軌道面肩部と一致する軸方向位置の近傍となるからである。
 図16は第7実施形態を示す。この玉軸受用保持器5は、図4~図6の実施形態において、ポケット11の内面に設けた2つの凹み部16を、1つの凹み部16に置き換えたものである。この凹み部16の場合も、保持器内径側の開口縁から保持器外径側に延びるものとし、この凹み部16の内面の保持器円周方向に沿う断面形状(すなわち保持器中心軸に垂直な平面で断面した断面形状)を、ポケット11の内面となる凹球面の曲率半径Raよりも小さな曲率半径RCbの円弧状としている。この凹み部16は、ポケット11の開口縁における保持器円周方向の中心OW11から両側に広がって1箇所に設けられ、凹み部16の幅W16は、ポケット11の保持器円周方向の幅W11の略全体にわたる幅としている。凹み部16の幅W16は、ポケット11の幅W11の半分よりも大きいことが好ましく、2/3以上、あるいは3/4以上であることがより好ましい。
 凹み部16の内面形状は、同図(B)に示すように、保持器5の半径方向の直線LCを中心とする仮想円筒VCの表面に略沿う円筒面状の形状である。上記仮想円筒VCは、凹み部16を加工する砥石の表面であっても良い。この凹み部16は、保持器半径方向につき、保持器内径側の開口縁から玉配列ピッチ円PCDまで延びていて、保持器内径縁から玉配列ピッチ円PCDに至るに従って、徐々に小さく、つまり徐々に浅くかつ幅が狭くなる形状とされている。凹み部16は、この実施形態では、丁度、玉配列ピッチ円PCDまで延びているが、玉配列ピッチ円PCDよりも保持器外径側まで若干延びていても、また玉配列ピッチ円PCDに若干達しないものであっても良い。
 凹み部16の深さは、ポケット内面の凹球面の中心O11から凹み部16の最深位置までの距離RCcが、玉4の半径の1.05倍以上となる深さであることが好ましい。ポケット11の内面となる凹球面の曲率半径Raは、玉4の半径よりも僅かに大きくし、玉4の半径の1.05未満としている。
 上記各実施形態の保持器5を組み込んだ単列の深溝玉軸受1(図1)では、ポケット開放側へのグリース挙動は一般的な冠形状の保持器を組み込んだ玉軸受の場合と変わらず、グリース漏れ防止効果が期待できない。しかし、一般的に玉軸受は一対で使われることが多く、その一対の玉軸受の両端側へのグリース漏れを嫌う場合が多い。この場合には、上記各実施形態の保持器5の背面側を、グリース対策を施したい側に向けて組み込めば、最終製品のグリース密封機能が保たれる。
 図17は、前記各実施形態の玉軸受用保持器5を組み込んだ複列の深溝玉軸受31を示す。この玉軸受31では、内輪2の外径面に2列の軌道面2a,2aが形成され、これら軌道面2aに対向する2列の軌道面3a,3aが外輪3の内径面に形成されていて、これら内外輪2,3の各軌道面2a,3a間に2列の玉4を介在させている。内外輪2,3間に形成される環状空間の両端は、それぞれ接触シール6で密封されている。各列の玉4は、前記各実施形態における保持器5で保持されている。この場合、各保持器5は、その背面側が接触シール6を向くように組み込まれる。その他の構成は、図1の単列の玉軸受1の場合と同様である。
 この複列の玉軸受31によると、実施形態の保持器5を、そのグリース漏れ防止機能を有する背面側が接触シール6に向くように組み込んでいるため、玉軸受31の両側からのグリース漏洩を抑制することができる。
 次に、グリース漏洩を抑制し、従来よりも高速回転下で使用可能な玉軸受用保持器について説明する。以下の説明においては、各形態で先行する形態で説明している事項に対応している部分には同一の参照符を付し、重複する説明を略する場合がある。構成の一部のみを説明している場合、構成の他の部分は、先行して説明している形態と同様とする。実施の各形態で具体的に説明している部分の組合せばかりではなく、特に組合せに支障が生じなければ、実施の形態同士を部分的に組合せることも可能である。
 図18から図20に示すこの発明の第8実施形態に係る冠形保持器について説明する。図18は、同冠形保持器の部分拡大斜視図であり、図19は同冠形保持器を軸受軸心を含む平面で切断して見た要部縦断面図、図20は同冠形保持器を保持器外径側から見た要部平面図である。この冠形保持器は、このポケット11の内面に凹み部16(図18)を設け、円環部壁面Ehを除去すると共に、ポケット11の保持器周方向の中央におけるポケット底壁部分Psを、保持器内径側よりも外径側が厚肉となる断面形状としている。つまり、保持器外径側の背面側ポケット底の部分P1の肉厚のみを、内径側の肉厚tiよりも増加させている。この冠形保持器を玉軸受に組み込んだ場合、シールと保持器とが接触することなく、保持器にかかる最大応力と変位量とを低下させ得る。
 図21および図22の第9実施形態に係る冠形保持器は、ポケット底の補強部に、相手側の爪が入り込まない大きさの板Htを設けたものである。すなわち、保持器外径側の背面側ポケット底の部分の肉厚を、内径側の肉厚よりも増加させる。この肉厚を増加させた補強部を板状にし、各ポケット11における一対の爪の先端部14,14間の距離L1よりも、同補強部の一辺の長さL2を長くしている。これにより、複数の保持器を保持器軸方向に重ねたとき、爪が相手側の背面側ポケット底に入り込むことを阻止する。この冠形保持器によると、凹み部16によりグリース漏洩を抑制し、補強部である板Htにより保持器にかかる最大応力と変位量とを低下させ従来よりも高速回転下で使用可能となる。さらに、板Htにより複数の保持器を保持器軸方向に重ねたときの利便性を高めることができる。
 図23の第10実施形態に係る冠形保持器は、保持器外径側に円環壁面Eh1を有し、内径側の内径面に凹みEh2を設けたものである。この場合、一般的な冠形状保持器等よりも円環壁面Eh1と内輪外径面との距離を大きく確保できるため、内輪外径面にグリースが付着し難く、保持器の耐グリース漏洩性を保つことができる。この保持器を保持器軸方向に複数重ねたとき、爪の先端部14が円環壁面Eh1に当接するため、爪が相手側の背面側ポケット底に入り込むことを阻止する。またグリース漏洩を抑制し、従来よりも高速回転下で使用可能となる。
 図24の冠形保持器は、図23の円環壁面Eh1に傾斜を付けた形状である。この円環壁面Eh1の傾斜部Ksは、保持器背面から保持器正面に向かうに従って肉厚が次第に厚くなり、連結部13に連なるように形成されている。この傾斜部Ksにより、壁面Eh1に付着したグリースが、この保持器に作用する遠心力により、外径側に移動し易くなる。よって、内輪外径面にグリースが溜まり難くなり、保持器の耐グリース漏洩性を保つことができる。また、従来よりも高速回転下で使用可能となる。
 図25の第11実施形態に係る冠形保持器は、円環壁面EH2を有し、且つ、保持器背面を除く保持器外径面Hgを削除している。保持器とシール溝の距離が近く、保持器の背面側を保持器軸方向に拡大させられない場合等において、遠心力に対して影響が大きい保持器外径側を削除する。これにより応力集中を低下させることができる。一般的な冠形状保持器では、高速回転下で運転した場合、外径側の爪の先端部14が軸受外径方向へ変形し、外輪内径面と接触する可能性がある。図25の形状とすることで、保持器外径面Hgと外輪内径面との距離を必要十分に取ることができる。高速回転下において、爪の外径側先端部分14cが軸受外径方向へ変形した場合であっても、前記距離を確保したことで、この爪の外径側先端部分14cが外輪内径面と接触することを未然に防止し得る。よって、より高速回転可能となる。また、凹み部16よりグリース漏洩を抑制することができる。
 図26~図35は、各種形状の冠形保持器に遠心力を作用させた場合の応力分布と変位分布とを表したものである。これらの図は、解析の対称性から、保持器のポケットを、保持器軸方向を含む仮想平面で半分に切断した形状である(図38参照)。遠心力解析の境界条件は、保持器径方向をx軸、保持器軸方向をz軸、保持器周方向をθとする円筒座標系とし、保持器切断面をθ方向に拘束し、且つ、ポケット底の内径側1点をz方向に拘束し、保持器中心を中心にz軸回りに遠心力を作用させた。
 図26~図35の各図(a)が応力分布図、(b)が変位の分布図となっている。各図(a)の応力分布図において、引出し線の先端で表される位置は、最大応力発生位置を示し、同引出し線の基端の四角枠内の文字は、最大応力の値を示している。各図(b)の変位の分布図において、左上のMax値が変位の最大値を表している。図26(a)に示すように、一般的な冠形保持器は、軸受回転に伴う遠心力が作用すると、保持器の最小断面部であるポケット11の底部に応力集中が発生する。このとき最大応力は例えば2.34×104mN/mm(=KPa)となる。この一般的な冠形保持器において、変位が最大となる位置は、図26(b)に示すように、爪の外径側先端部分14cとなっている。このとき変位の最大値は例えば3.47×10-1mmとなる。図27から図35の各図(b)に示すように、全ての形状で、爪の外径側先端部分14cの変位が最大となった。
 図27(a)に示すように、冠形保持器のポケット11の内面に凹み部16を設けたものでは、この凹み部16を付与することにより、ポケット底の最大応力発生位置が保持器内径側から保持器外径側へと移り、上記一般的な冠形保持器よりも僅かに応力分布が広がる。このとき最大応力は例えば2.30×104mN/mmとなる。また図27(b)に示すように、変位の最大値は例えば3.86×10-1mmとなる。図28の冠形保持器では、このポケット11の内面に凹み部16を設けると共に、円環部壁面Ehを除去している。これにより、保持器の耐グリース漏洩性を高めると共に、保持器にかかる集中応力が分散する。このとき最大応力は例えば2.38×104mN/mmとなる。しかし、図28(b)に示すように、変位の最大値は例えば8.20×10-1mmとなる。図27、図28の冠形保持器の最大変位量は、図26の一般的な冠形保持器の最大変位量よりも増加する。
 図29の冠形保持器では、このポケット11の内面に凹み部16を設け、円環部壁面Ehを除去すると共に、ポケット部を図28等よりも肉厚にした形状である。この場合、保持器の最小断面部を増加させることにより、応力集中と変位が低下する。すなわち図29(a)に示すように、最大応力は例えば1.31×104mN/mmとなる。図29(b)に示すように、変位の最大値は例えば3.24×10-1mmとなる。
 ここで、一般的なシールを付けた玉軸受の断面図を図41(a)に示す。同図より、保持器とシールとの距離δ1は、外径側つまり同図上側で広く、内径側では狭くなっている。この場合、保持器全体を軸方向つまり同図左右方向に拡大することが難しい。そこで、図41(b)に示すように、保持器外径側の背面側ポケット底の部分P1の肉厚のみを、内径側の肉厚tiよりも増加させる。これにより、シール6と保持器とが接触することなく、保持器にかかる最大応力と変位量とを低下させ得る。このとき最大応力は、図30(a)に示すように、例えば1.89×104mN/mmとなる。図30(b)に示すように、変位の最大値は例えば1.59×10-1mmとなる。なお、シール6と保持器の距離が近いと、保持器背面側に付着したグリースがシール6との間で引きずられ、軸受回転トルクが上昇する可能性がある。
 さらなる応力集中と変位の低下を得るためには、図31に示すように、図29と図30の形状を組み合わせるとよい。具体的には、保持器最小断面部を増加させ、さらにシールとの距離が大きい保持器外径側を肉厚にした形状である。この図31の形状の保持器では、最大応力は、図31(a)に示すように、例えば1.14×104mN/mmとなる。図31(b)に示すように、変位の最大値は例えば2.21×10-1mmとなる。
 ところで図31の形状では、図42に示すように、保持器を重ねたときに、爪側に相手のポケット11底側が入り込んでしまう場合がある。この場合、保持器を重ねて積み上げるときに傾くため、軸受への保持器組立工程において大量の保持器の取り扱いが悪くなる場合がある。これに対し、前述の図21~図24のような形状とすることで、保持器の耐グリース漏洩性とポケット中央部への応力集中を低下させる機能を保ちつつ、複数の保持器を保持器軸方向に重ねたときに相手のポケット11底が不所望に入り込むのを防ぐことができる。ポケット11底の補強部に板Htを設けた保持器では、最大応力は、図32(a)に示すように、例えば1.09×104mN/mmとなる。図32(b)に示すように、変位の最大値は例えば1.59×10-1mmとなる。
 前述の図23の保持器では、最大応力は、図33(a)に示すように、例えば1.18×104mN/mmとなる。図33(b)に示すように、変位の最大値は例えば1.62×10-1mmとなる。このように、図23の保持器は、一般的な冠形状保持器よりも遠心力による応力集中と変位が共に低い値となっており、高速化可能となる。
 前述の図24の保持器では、最大応力は、図34(a)に示すように、例えば1.18×104mN/mmとなる。図34(b)に示すように、変位の最大値は例えば1.64×10-1mmとなる。この図24の保持器も、一般的な冠形状保持器よりも遠心力による応力集中と変位が共に低い数値となっており、高速化可能となる。
 図25の保持器では、最大応力は、図35(a)に示すように、例えば1.69×104mN/mmとなる。図35(b)に示すように、変位の最大値は例えば1.64×10-1mmとなる。
 次に、転動体遅れ進みに対する解析について説明する。
 上記した高速回転可能な保持器の形状は、転動体の遅れ進みに対しても、応力集中緩和の効果がある。図36、37には、一般的な冠形状保持器に対して、転動体の遅れ進みを模擬した変位を与えた解析結果を示す。その境界条件は、図43に示すように、保持器半周に対し、保持器切断面Sd,Sdをθ方向に拘束し、ポケット11一つに対して、転動体が接触する面積にθ方向に強制変位を与えている。解析は保持器半周に対して行ったが、解析結果は強制変位を与えた一ポケット11を示している。図38,39に、図31の形状の保持器に対して転動体の遅れ進みを模擬した変位を与えた解析結果を示す。図38,39に示すように、図31の保持器では、ポケット11への凹み部16の付与と円環壁面Ehの除去とにより、保持器ポケット底に作用する応力が分散している。
 また、ポケット底面を肉厚にし、補強部を設けていることにより、応力集中の最大値の低下につながっており、結果的に変位量も低下する。同図38,39の爪部に生じている応力は、転動体の遅れ進みを模擬した変位拘束の影響により発生しているため、無視してよい。ここでは、ポケット底部に生じる応力に注目すればよい。図36、37の一般的な保持器の最大応力は例えば2.92×105mN/mmであるのに対し、図38,39の保持器の最大応力は例えば1.78×105mN/mmである。
 図44に示すように、図29から図35のいずれかの冠形保持器を組み込んだ玉軸受(図44の例では図31の保持器適用)とした場合、この玉軸受からのグリース漏れを防止できると共に、一般的な冠形状保持器を組み込んだ玉軸受よりも高速回転に耐えることができる。樹脂材からなる冠形状保持器を適用した場合であっても、前述の図29~図35の各形状により保持器にかかる最大応力と変位量とを低下させ得る。したがって、高速化を図ることができる。図44の玉軸受におけるグリース封入率は、内外輪2,3の静止空間に対する100%未満である。この場合、シール内径面と内輪との径方向隙間から、封入されたグリースが玉軸受から不所望に漏れ出すことを抑制できる。
 この発明の玉軸受を自動車補機に適用しても良い。図45は、前記玉軸受を自動車補機であるアイドラプーリに設けた構造の縦断面図である。この実施形態では、軸Shの外周に同軸受を嵌合し、この軸受によりプーリPLを回転自在に支持している。このアイドラプーリ用軸受によると、前述の玉軸受用保持器を用いることにより、グリース漏れを防止し得る。特に、図29~図35の玉軸受用保持器を用いることにより、グリース漏れ防止を図ると共に高速化可能となる。
 図46は、前記玉軸受を自動車補機であるオルタネータに設けた断面図である。この実施形態では、オルタネータANTにおいて、オルタネータ用軸受NN1,NN2にシャフトSh1が挿入され、突き出た端部にプーリPLが取り付けられている。プーリPLには、図示していない伝動ベルトが掛けられる係合溝PL1が設けられる。このオルタネータ用軸受NN1,NN2によると、前述の保持器を設けたことにより、グリース漏れを防止し得る。特に、図29~図35の玉軸受用保持器を用いることにより、グリース漏れ防止を図ると共に高速化可能となる。
 この発明の玉軸受を二輪車減速機に適用しても良い。
 例えば、図47に示すように、二輪車減速機GSにおいて、車軸Sh1の一端部および他端部に同玉軸受を嵌合し、図示外の駆動源によりこの車軸Sh1は回転可能に構成しても良い。この減速機GSの軸受によると、前述の保持器を設けたことでグリース漏れを防止し、軸受の長寿命化等を図ることができる。特に、図29~図35の玉軸受用保持器を用いることにより、グリース漏れ防止を図ると共に高速化可能となる。
 図48は、この発明の軸受を自動変速機に設けた断面図である。図49は、図48の要部である遊星歯車機構を示す断面図である。図48に示すように、自動変速機55は、ケーシング56と、入力軸57と、出力軸58と、変速機構59とを有する。入力軸57は、ケーシング56に挿通され、図示外のエンジンの回転をトルクコンバータ等を介して自動変速機55に伝達する。出力軸58は、ケーシング56に挿通され、図示外の駆動輪に連結される。変速機構59は、入力軸57の回転を任意に選択された回転比で変換して出力軸58に伝達する。
 前記変速機構59のうち図49に拡大して示す遊星歯車機構60は、第1回転軸61に固定される太陽歯車62と、第2回転軸63に固定される内歯歯車64と、これら太陽歯車62および内歯歯車64間に配置される複数の遊星歯車65と、複数の遊星歯車65と軸受1を介して接続される遊星キャリア66とを有する。前記軸受1等に、この発明の実施形態にかかる軸受が適用される。
 また、図50に示すように、この発明の一実施形態にかかる軸受1を無断変速機CVTに設けても良い。
 図1~図50で述べた各実施形態について好ましい態様をまとめると、次の通りである。
 この態様の基本構成となる玉軸受用保持器は、環状体の一側面に一部が開放されて内部に玉を保持するポケットを、前記環状体の円周方向複数箇所に有する冠形状の玉軸受用保持器において、前記各ポケットの内面に、保持器内径側のポケット開口縁から保持器外径側へ延びる凹み部が設けられている。
 態様A1)
 前記基本構成において、前記ポケットの内面が凹球面状であり、前記凹み部の内面の保持器円周方向に沿う断面形状が、ポケットの内面となる凹球面の曲率半径よりも小さな曲率半径の円弧状であってもよい。
 態様A2)
 前記基本構成において、前記凹み部の内面の保持器円周方向に沿う断面形状が、多角形状であってもよい。
 態様A3)
 前記基本構成において、前記ポケットの内面が凹球面状であり、前記凹み部の深さを、ポケット内面の凹球面の中心から前記凹み部の最深位置までの距離が、玉の半径の1.05倍以上となる深さとしてもよい。
 態様A4)
 前記基本構成において、前記連結部の保持器円周方向の中央位置での断面における保持器外径側での軸方向厚さを、保持器内径側での軸方向厚さよりも厚くしてもよい。これにより、連結部の内径面の面積を低減しつつ、保持器の強度も確保できる。
 態様A5)
 前記基本構成において、前記各ポケットの背面における保持器内径縁から保持器外径側へ延びる凹み部を設けてもよい。これにより、ポケットでの内径面の面積を低減できて、グリース漏れ防止の効果を上げることができる。
 態様A6)
 前記基本構成において、前記各ポケットにおける保持器外径側での軸方向厚さを、保持器内径側での軸方向厚さよりも厚くしてもよい。これにより、ポケットでの内径面の面積を低減しつつ、保持器の強度も確保できる。
 態様A7)
 前記基本構成において,前記各ポケットの開放側先端部における保持器外径側先端部の軸方向への突出長を、保持器内径側先端部の軸方向への突出長よりも短くしてもよい。これにより、保持器を軽量化でき、玉軸受を高速回転で使用する場合に、遠心力による保持器の応力を低減することができる。高速回転時に、保持器の先端部では、ポケットの中央部に対して外径側に傾くように変形することから、先端部の内径側で玉を案内することになり、先端部の外径側を一部削除しても、軸受機能上の悪影響は生じない。
 態様A8)
 前記基本構成において、自動車補機に用いられる玉軸受の保持器としてもよい。
 単列の玉軸受では、ポケット開放側へのグリース挙動は一般的な冠形状の保持器を組み込んだ玉軸受の場合と変わらず、グリース漏れ防止効果が期待できない。しかし、一般的に玉軸受は一対で使われることが多く、その一対の玉軸受の両端側へのグリース漏れを嫌う場合が多い。この場合には、上記発明の玉軸受用保持器の背面側を、グリース対策を施したい側に向けて組み込めば、最終製品のグリース密封機能が保たれる。
 態様A9)
 前記基本構成の玉軸受用保持器を備えた玉軸受において、複列とする場合、上記玉軸受用保持器を、そのグリース漏れ防止機能を有する背面側が軸受外側に向くように複列の玉軸受に組み込むことが好ましい。これにより、複列の玉軸受の両側からのグリース漏洩を抑制することができる。
 態様A10)
 前記基本構成を備えた保持器を有する玉軸受において、グリースの封入率が、内外輪間の静止空間に対する100%未満であってもよい。玉軸受の密封板内側と内外輪で囲まれる空間を全空間容積とし、この全空間容積から、玉軸受が回転した際に、玉および保持器が回転運動を行う空間を除いた空間を「静止空間」とする。グリースの封入率が、内外輪間の静止空間に対する100%未満であると、密封板内径面と外輪内径面との径方向隙間から、封入されたグリースが不所望に漏れ出すことを抑制できる。
 図51は、この発明の第12実施形態を示す。この発明の第12実施形態では、各ポケット11の一対の爪14,14は、保持器内径側の爪部14a,14aと保持器外径側の爪部14b,14bとからなり、両者間では、保持器内径側の爪部14a,14aの先端間の間隔よりも、保持器外径側の爪部14b,14bの先端間の間隔が狭く設定されている。この実施形態では、一対の爪14,14の先端間の間隔が、保持器内径側から保持器外径側に向けて段階的に狭くされている。
 保持器内径側の爪部14aの突出長は、一般的な冠形状の保持器における爪の突出長と同じにされており、保持器外径側の爪部14bの突出長は保持器内径側の爪部14aよりも長くされている。具体的には、爪14の保持器円周方向に沿う断面(玉配列のピッチ円PCDに沿う断面)を示す図54のように、ポケット中心O11から保持器内径側の爪部14a先端および保持器外径側の爪部14bの先端を臨む保持器円周方向に対する角度θa,θbを、保持器外径側の爪部14bの先端を臨む角度θbが、保持器内径側の爪部14aの先端を臨む角度θaの1.5倍以上(θb≧1.5θa)となるように設定するのが好ましい。
 また、保持器外径側の爪部14bの保持器径方向の幅は、図55のように設定するのが望ましい。すなわち、ポケット11における保持器円周方向の中心を通る保持器半径方向の直線Nに投影した爪14の全幅(ポケット幅)をItとしたとき、前記直線Nに投影した保持器外径側の爪部14bの幅Ieが、前記全幅Itの2/3以下(Ie ≦2/3It)となるように設定するのが好ましい。
 一般的に冠形状の保持器を用いた玉軸受の組立は、内外輪内に玉を入れた後、保持器を組み込むことで行なわれる。冠形状の保持器が樹脂製である場合、ポケットにおける一対の爪の先端間の間隔が玉の径の90%よりも狭いと、玉に保持器を組み込む際、爪に無理な力が加わり、爪の付け根で白化や破損が生じる可能性が高くなる。この実施形態では、保持器外径側の爪部14bの先端間の間隔が、玉4の径の90%よりも狭くなる。このため、玉軸受1に玉4を入れた後に、保持器5の完成品を組み込むことは難しい。
 そこで、この実施形態では、図52や図53に示す工程で玉軸受用保持器5を製造する。図50の製造方法は、同図(A)のように、爪14における保持器外径側の爪部14bの、保持器内径側の爪部14aよりも突出する爪先端部分からなる爪部品14baを、保持器本体5Aと別体に形成する。そして、玉軸受1の内外輪2,3(図1)および玉4に前記保持器本体5Aを組み込んだ後に、同図(B)のように、前記爪部品14baを保持器本体5Aに、接着、あるいはホットプレス等による溶着、あるいは嵌合する。これにより、組み込み時に、爪14の付け根で白化や破損が生じるのを避けることができる。なお、前記爪部品14baは、保持器内径側の爪部14aよりも突出する爪先端部分だけでなく、保持器外径側の爪部14bの大部分あるいは全体であってもよい。
 図53の製造方法は、同図(A)のように、爪14における保持器外径側の爪部14bの、保持器内径側の爪部14aよりも突出する爪先端部分(爪部品)14baを、完成時よりもポケット中心O11から離反する開放姿勢とした保持器半製品5Bを製作する。そして、玉軸受1の内外輪2,3(図1)および玉4に前記保持器半製品5Bを組み込んだ後に、同図(B)のように、前記爪先端部分14baを玉4の表面に沿う閉鎖姿勢に、熱を加えながら折り曲げて熱変形させたり、あるいは二次加工したりする。これにより、組み込み時に、爪14の付け根で白化や破損が生じるのを回避することができる。
 この実施形態の玉軸受用保持器5を用いた玉軸受でのグリース挙動を、図56により説明する。同図(A)のように、外輪3からのグリースは、爪14における保持器外径側の爪部14bの外径部分で掻き取られ、グリースが内輪2に付着しないようにされる。内輪2からのグリースも、同図(B)のように、保持器外径側の爪部14bの内径部分で掻き取られ、玉4に付着するグリース量が少なくなり、内輪2から移動するグリースが玉4の回転軸の近傍(回転の極)に集まって玉の表面に残る、いわゆる「グリースの帽子」の形成が抑制される。掻き取られたグリースは、内輪2の外径面から遠い位置にあるため、掻き取られたグリースが内輪2の外径面に付着することはない。
 図57および図58は、この実施形態の玉軸受用保持器5について、その爪14における保持器外径側の爪部14bの角度θb(図54)および幅Ie(図54)を変化させてグリース漏洩試験を行なった結果を示すグラフである。この場合の試験条件を表1に示す。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000001
 
 図57において、縦軸はグリース漏洩の割合を表し、横軸は保持器内径側の爪部14a(従来の爪に相当)の角度θaに対する保持器外径側の爪部14bの角度θbの割合を表している。この試験では、保持器外径側の爪部14bの図55における幅Ieを、爪14の全幅(ポケット幅)Itの1/2(Ie=1/2It)としている。図57に示す試験結果から、保持器外径側の爪部14bの突出長が短いと、玉4に付着するグリースを十分に掻き取ることができないことがわかる。
 図58において、縦軸はグリース漏洩の割合を表し、横軸は爪14の全幅(ポケット幅)Itに対する保持器外径側の爪部14bの幅Ieの割合を表している。この試験では、保持器外径側の爪部14bの図54における角度θbを、保持器内径側の爪部14aの角度θaの1.67倍(θb=1.67θa)としている。図58に示す試験結果から、保持器外径側の爪部14bの幅Ieが大きいほど、その爪部14bの内径部分が内輪2(図1)の外径面に近づくために、図56(B)のように内輪2側から掻き取ったグリースが内輪2の外径面に直接付着してしまうことがわかる。
 以上の試験結果から、グリース漏洩の抑制に効果のある爪14の形状として、前記したように、図54における保持器外径側の爪部14bの角度θbを、保持器内径側の爪部14aの角度θaの1.5倍以上とするのが好ましい。また、図55における保持器外径側の爪部14bの幅Ieを、爪14の全幅(ポケット幅)Itの2/3以下とするのが好ましい。
 図59および図60は、グリース付着状態の確認を行なった試験結果を示す。この試験では、第12実施形態の玉軸受用保持器5を組み込んでグリースを封入した玉軸受と、一般的な冠形状の保持器を組み込んでグリースを封入した玉軸受とを、同一条件で運転して比較した。この場合の運転条件として、内輪に対して紙面垂直方向にアキシアル荷重を負荷し、外輪を図56に示す矢印方向に回転させた。図59は第12実施形態の玉軸受用保持器5を用いた玉軸受のグリース付着状態を示し、図60は一般的な冠形状の保持器を用いた玉軸受のグリース付着状態を示す。
 図59および図60の試験結果から、一般的な冠形状の保持器を組み込んだ玉軸受(図12)では、内輪の外径部にグリースが付着し、玉の表面にもグリースが付着することで、グリースの帽子が形成されていることがわかる。第12実施形態の保持器5を組み込んだ玉軸受(図59)では、爪14における保持器外径側の爪部14bでグリースが掻き取られることで、内輪の外径部にグリースが付着せず、玉の表面にグリースの帽子が形成されていない。
 これらの試験結果からわかるように、第12実施形態の玉軸受用保持器5では、各ポケット11の一対の爪14の保持器内径側の爪部14aの先端間の間隔よりも、保持器外径側の爪部14bの先端間の間隔を狭くしたことにより、玉4に付着したグリースを、外輪側から内輪の外径部に近付けず、内輪側からのグリースも、内輪の外径部から離れた保持器外径側の爪部14bで掻き取ることができ、結果として玉軸受1からのグリース漏れを防止できる。
 上記した第12実施形態では、爪14の形状として、保持器内径側の爪部14aと保持器外径側の爪部14bの突出長が段階的に変化する例を示したが、保持器内径側の爪先端よりも保持器外径側の爪先端の突出長が長ければ、爪14の形状は、内外輪2,3や接触シール6(図1)に非接触である限り、どのような形状でもよい。図61は、この実施形態の玉軸受用保持器5における爪14の他の形状例を示す。この例では、各ポケット11の一対の爪14,14の先端間の間隔を、保持器内径側から保持器外径側に向けて無段階に狭くしている。
 図62は、この実施形態の玉軸受用保持器5における爪14のさらに他の形状例を示す。この例では、各ポケット11の一対の爪14,14の保持器内径側の先端間を開放し、保持器外径側の先端間を連結している。すなわち、この例では、図51に示す保持器5の一対の爪14,14において、対向する保持器外径側の爪部14b,14b同士をさらに延ばして互いに連結した形状としたものである。
 図63は、図62の爪形状とした玉軸受用保持器5の製造方法を示す。この製造方法では、図63(A)のように、一対の爪14,14間で連結される保持器外径側の爪部14bと、この爪部14bの両端から保持器円周方向に沿って延びる連結部14cと、この連結部14cから保持器背面側に向けて突出する嵌合突部14dとを有する爪部品14Aを、保持器本体5Aと別体に形成する。爪部品14Aは、複数のポケット11に跨がって連続する円環状で、複数のポケット11に対応する複数の爪部14bを有する。保持器本体5Aは、その環状体12の連結部13に、爪部品14Aの嵌合突部14dが嵌合する嵌合孔13aが形成されている。
 そして、玉軸受1の内外輪2,3(図1)および玉4に前記保持器本体5Aを組み込んだ後に、図63(B)のように、前記爪部品14Aの嵌合突部14dを保持器本体5Aの嵌合孔13aに嵌合する。このように、1つの爪部品14Aが、複数のポケット11に対応する複数の爪部14bを有する形状であると、ポケット数よりも少ない部品点数で保持器外径側の爪部14bをまかなうことができ、組立が容易となり、製造コストも低減できる。
 図51~図63で述べた各実施形態とは異なり、前記各ポケットの一対の爪の先端間の間隔を、保持器内径側から保持器外径側に向けて無段階に狭くしてもよい。
 図63に示した製造方法において、爪部品14Aを保持器本体5Aに嵌合するのに代えて、爪部品14Aを保持器本体5Aを組み込んだ後に、爪部品14Aを保持器本体5Aに接着、溶着、または嵌合してもよい。つまり、爪14における保持器外径側の爪部14bの、少なくとも保持器内径側の爪部14aよりも突出する爪先端部分14baを有する爪部品14Aを保持器本体5Aと別体に形成した場合、玉軸受1の内外輪2,3および玉4に保持器本体5Aを組み込んだ後に、爪部品14Aを保持器本体5Aに接着、溶着、または嵌合することができる。
 上記製造方法において、前記爪部品を、複数のポケットに跨がって連続する円環状の部品としても良い。この構成の場合、ポケット数よりも少ない部品点数で保持器外径側の部分をまかなうことができ、組立が容易となり、製造コストも低減できる。
 次に、軸受空間V1(図2)に封入されるグリース組成物について説明する。このグリース組成物の封入は、図1から図63のいずれの実施形態についても適用することができる。転がり軸受について、水素脆性による転走面での剥離を効果的に防止できる方法を鋭意検討の結果、アルミニウム粉末およびアルミニウム化合物から選ばれた少なくとも一つのアルミニウム系添加剤を配合したグリース組成物を封入した転がり軸受を用いて、急加減速試験を行なったところ軸受寿命を延長できることがわかった。
 アルミニウム系添加剤を配合することにより、摩擦摩耗面または摩耗により露出した金属新生面においてアルミニウム化合物が反応し、酸化鉄とともにアルミニウム被膜が軸受転走面に生成することが、軸受転走面の表面分析の結果わかった。この軸受転走面に生成した酸化鉄およびアルミニウム被膜が、グリース組成物の分解による水素の発生を抑制して、水素脆性による特異な剥離を防止できるため、転がり軸受の寿命が延長するものと考えられる。
 グリース組成物に添加するアルミニウム系添加剤は、アルミニウム粉末およびアルミニウム化合物から選ばれた少なくとも一つである。アルミニウム化合物としては、炭酸アルミニウム、硫化アルミニウム、塩化アルミニウム、硝酸アルミニウムおよびその水和物、硫酸アルミニウム、フッ化アルミニウム、臭化アルミニウム、よう化アルミニウム、酸化アルミニウムおよびその水和物、水酸化アルミニウム、セレン化アルミニウム、テルル化アルミニウム、りん酸アルミニウム、りん化アルミニウム、アルミン酸リチウム、アルミン酸マグネシウム、セレン酸アルミニウム、チタン酸アルミニウム、ジルコン酸アルミニウム等の無機アルミニウム、安息香酸アルミニウム、クエン酸アルミニウム等の有機アルミニウムが挙げられる。これらアルミニウム系添加剤は、1種類または2種類を混合してグリースに添加しても良い。本発明において、極圧性効果の高いアルミニウム粉末が耐熱耐久性に優れ、熱分解しにくいため、特に好ましい。
 アルミニウム系添加剤の配合割合は、ベースグリース 100重量部 に対して0.05重量部以上10重量部 以下である。すなわち、(1)アルミニウム系添加剤がアルミニウム粉末のみである場合、ベースグリース100重量部に対してアルミニウム粉末を0.05重量部 以上10重量部 以下、(2)アルミニウム系添加剤がアルミニウム化合物のみである場合、ベースグリース100重量部に対してアルミニウム化合物を0.05重量部 以上10重量部以下、(3)アルミニウム系添加剤がアルミニウム粉末とアルミニウム化合物とである場合、ベースグリース 100重量部に対して、アルミニウム粉末とアルミニウム化合物とを合せて0.05重量部 以上10重量部以下配合する。アルミニウム系添加剤の配合割合がこの配合範囲未満であると水素脆性による転走面での剥離を効果的に防止できない。また上記範囲をこえても剥離防止効果がそれ以上に向上しない。
 前記グリース組成物のうち本発明に使用できる基油としては、スピンドル油、冷凍機油、タービン油、マシン油、ダイナモ油等の鉱油、高精製度鉱油、流動パラフィン、ポリブテン、フィッシャー・トロプシュ法により合成されたGTL油、ポリ-α-オレフィン油、アルキルナフタレン、脂環式化合物等の炭化水素系合成油、または、天然油脂、ポリオールエステル油、りん酸エステル油、ポリマーエステル油、芳香族エステル油、炭酸エステル油、ジエステル油、ポリグリコール油、シリコーン油、ポリフェニルエーテル油、アルキルジフェニルエーテル油、アルキルベンゼン油、フッ素化油等の非炭化水素系合成油等を使用できる。これらの中で、耐熱性と潤滑性に優れたアルキルジフェニルエーテル油、または、ポリ-α-オレフィン油を用いることが好ましい。
 前記グリース組成物のうち本発明に使用できる増ちょう剤としては、ベントン、シリカゲル、フッ素化合物、リチウム石けん、リチウムコンプレックス石けん、力ルシウム石けん、カルシウムコンプレックス石けん、アルミニウム石けん、アルミニウムコンプレックス石けん等の石けん類、ジウレア化合物、ポリウレア化合物等のウレア系化合物が挙げられる。これらの中で、耐熱性、コスト等を考慮するとウレア系化合物が望ましい。ウレア系化合物は、イソシアネート化合物とアミン化合物とを反応させることにより得られる。反応性のある遊離基を残さないため、イソシアネート化合物のイソシアネート基とアミン化合物のアミノ基とは略当量となるように配合することが好ましい。
 ジウレア化合物は、例えば、ジイソシアネートとモノアミンとの反応で得られる。ジイソシアネートとしては、フェニレンジイソシアネート、トリレンジイソシアネート、ジフェニルジイソシアネート、ジフェニルメタンジイソシアネート、オクタデカンジイソシアネート、デカンジイソシアネート、ヘキサンジイソシアネー卜等が挙げられ、モノアミンとしては、オクチルアミン、ドデシルアミン、ヘキサデシルアミン、ステアリルアミン、オレイルアミン、アニリン、p-トルイジン、シクロヘキシルアミン等が挙げられる。ポリウレア化合物は、例えば、ジイソシアネートとモノアミン、ジアミンとの反応で得られる。ジイソシアネート、モノアミンとしては、ジウレア化合物の生成に用いられるものと同様のものが挙げられ、ジアミンとしては、エチレンジアミン、プロパンジアミン、ブタンジアミン、ヘキサンジアミン、オクタンジアミン、フェニレンジアミン、トリレンジアミン、キシレンジアミン、ジアミノジフェニルメタン等が挙げられる。
 基油にウレア系化合物等の増ちょう剤を配合して、上記アルミニウム系添加剤等を配合するためのベースグリースが得られる。ウレア系化合物を増ちょう剤とするベースグリースは、基油中でイソシアネート化合物とアミン化合物とを反応させて作製する。ベースグリース100重量部中に占める増ちょう剤の配合割合は、1重量部以上40重量部以下、好ましくは 3重量部以上 25重量部以下配合される。増ちょう剤の含有量が1重量部未満では、増ちょう効果が少なくなり、グリース化が困難となり、 40重量部をこえると得られたベースグリースが硬くなりすぎ、所期の効果が得られ難くなる。
 また、アルミニウム系添加剤とともに、必要に応じて公知のグリース用添加剤を含有させることができる。この添加剤として、例えば、有機亜鉛化合物、アミン系、フェノール系化合物等の酸化防止剤、ベンゾトリアゾールなどの金属不活性剤、ポリメタクリレート、ポリスチレン等の粘度指数向上剤、二硫化モリブデン、グラファイト等の固体潤滑剤、金属スルホネート、多価アルコールエステルなどの防錆剤、有機モリブデンなどの摩擦低減剤、エステル、アルコールなどの油性剤、りん系化合物などの摩耗防止剤等が挙げられる。これらを単独または2種類以上組み合せて添加できる。本発明のグリース組成物は、水素脆性による特異な剥離の発生を抑制することができるので、グリース封入軸受の寿命を向上させることができる。
[実施例1~実施例8]
 表2に示した基油の半量に、4,4-ジフェニルメタンジイソシアナート(日本ポリウレタン工業社製商品名のミリオネートMT、以下、MDIと記す)を表2に示す割合で溶解し、残りの半量の基油にMDIの2倍当量となるモノアミンを溶解した。それぞれの配合割合および種類は表2のとおりである。MDIを溶解した溶液を撹拌しながらモノアミンを溶解した溶液を加えた後、100℃~120℃で30分間撹拌を続けて反応させて、ジウレア化合物を基油中に生成させた。これにアルミニウム系添加剤および酸化防止剤を表2に示す配合割合で加えてさらに100℃~120℃で10分間撹拌した。その後冷却し、三本ロールで均質化し、グリース組成物を得た。
 表2において、基油として用いた合成炭化水素油は40℃における動粘度30mm/secの新日鉄化学社製商品名のシンフルード601を、アルキルジフェニルエーテル油は40℃における動粘度97mm/secの松村石油社製商品名のモレスコハイルーブLB100を、それぞれ用いた。また、酸化防止剤は住友化学社製ヒンダードフェノールを用いた。得られたグリース組成物の急加減速試験を行なった。試験方法および試験条件を以下に示す。また、結果を表2に示す。
<急加減速試験>
 電装補機の一例であるオルタネータを模擬し、回転軸を支持する内輪回転の深溝玉軸受6303に上記グリース組成物を封入し、急加減速試験を行なった。急加減速試験条件は、回転軸先端に取り付けたプーリに対する負荷荷重を1960N、回転速度は0rpm~18000rpmで運転条件を設定し、さらに、試験軸受内に0.1Aの電流が流れる状態で試験を実施した。そして、軸受内に異常剥離が発生し、振動検出器の振動が設定値以上になって発電機が停止する時間(剥離発生寿命時間、h)を計測した。なお、試験は、500時間で打ち切った。
[比較例1~比較例3]
 前記実施例1に準じる方法で、表2に示す配合割合で、増ちょう剤、基油を選択してベースグリースを調整し、さらに添加剤を配合してグリース組成物を得た。得られたグリース組成物を実施例1と同様の試験を行って評価した。その結果を表2に示す。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000002
 
 表2に示すように、各実施例では、急加減速試験は全て 400時間以上(剥離発生寿命時間)の優れた結果を示した。これは、アルミニウム系添加剤を所定割合で添加したことにより転走面で生じる白色組織変化を伴った特異的な剥離を効果的に防止できたためであると考えられる。
 上述の軸受空間V1(図2)にグリース組成物を封入した玉軸受1によれば、この軸受空間V1に封入されるグリース組成物は、基油と、増ちょう剤とからなるベースグリースに添加剤を配合してなり、この添加剤は、アルミニウム粉末およびアルミニウム化合物から選ばれた少なくとも一つのアルミニウム系添加剤を含有し、このアルミニウム系添加剤の配合割合はベースグリース100重量部に対して0.05重量部以上10重量部以下であるので、水素脆性による特異な剥離の発生を抑制することができる。したがって、このグリース組成物を封入した玉軸受1の長寿命化を図ることができる。
 凹み部16を設けた前記保持器5により、グリース漏洩を防ぐことができるので、内輪2のシール溝10の形状を設計変更する必要がなく、また軸受の軸方向に、例えばスリンガー等を設ける必要もない。したがって、部品点数を増やす必要がなく、省スペース化を実現し得る。これら保持器5およびグリース組成物を適用することにより、水素脆性がない好適な状態で軸受を運転可能で、且つグリース漏れもないため、軸受空間V1に封入したグリースの持つ潤滑寿命特性が十分に発揮される。さらに、グリース漏れによる外部環境汚染、例えばエンジン補機ベルト等への浸食やすべりによる異音等も解消される。また、従来のものより、部品点数低減による製造コストの低減を図ることができる。
 上述の軸受空間V1(図2)にグリース組成物を封入した玉軸受の好ましい態様をまとめると、次の通りである。
 この態様の基本構成となる玉軸受は、本発明の玉保持器を備え、内外輪間に介在する複数の玉が保持器に保持され、これら内輪および外輪間の軸受空間にグリース組成物を封入し、前記外輪または内輪に設けたシール部材で前記軸受空間を塞ぐ玉軸受であって、前記軸受空間にはグリース組成物が封入され、このグリース組成物は、基油と、増ちょう剤とからなるベースグリースに添加剤を配合してなり、この添加剤は、アルミニウム粉末およびアルミニウム化合物から選ばれた少なくとも一つのアルミニウム系添加剤を含有し、このアルミニウム系添加剤の配合割合はベースグリース100重量部に対して0.05重量部以上10重量部以下である。
態様B1)
 上記基本構成において、前記増ちょう剤は、ウレア系増ちょう剤が挙げられる。
態様B2)
 上記基本構成において、前記基油は、アルキルジフェニルエーテル油およびポリ-α-オレフィン油から選ばれた少なくとも一つの油が挙げられる。
態様B3)
 上記基本構成の玉軸受は、内周に複列の軌道面を有する外輪と、前記軌道面に対向する複列の軌道面を外周に有する内輪と、これら内輪と外輪の軌道面間に介在した複列の玉と、各列の玉を保持する保持器と、前記外輪または内輪に設けられこれら内輪および外輪間の軸受空間を塞ぐシール部材とを有する複列アンギュラ玉軸受であっても良い。
 この発明の第13実施形態を図64ないし図68と共に説明する。この実施形態に係る玉軸受1は、本発明に係る玉軸受保持器5を備えた単列アンギュラ玉軸受である。図64に示すように、この単列アンギュラ玉軸受は、内輪2と外輪3の軌道面2a,3aの間に複数の玉4を介在させ、これら玉4を保持する保持器5(または後述する保持器5C)を設け、内外輪2,3間に形成される環状空間のうちポケット開放側の一端を後述の図65、図66に示すシール部材6で密封したものである。軌道面2a,3aは、図64に一点鎖線にて示す予め定める接触角となるように形成される。
 シール溝10の無い図64の左側の内輪外径面を成すカウンターボア部は、同図右側の外径部2Dよりも小径に形成されている。これにより外輪3および玉4に対し、内輪2をこの左側の内輪外径面から容易に組み込むことができる。さらに、ポケット背面側における保持器5,5Cの内径面5dと、内輪外径面との距離を長くし得る。軸受空間にはグリースが封入される。このアンギュラ玉軸受では、以下のシール部材6と上述の本発明の保持器5とを用いることで、低トルク、耐グリース漏洩、耐ダスト、および省スペースを同時にかつ低コストで達成している。
 シール部材6について説明する。
 図64に示すように、内輪外径面における右側部に、環状のシール溝10が周方向に沿って形成されている。外輪内径面には、シール溝10に対向したシール部材固定溝9が形成される。シール溝10とシール部材固定溝9との間に、環状のシール部材6が介在される。このシール部材6は、芯金7に合成ゴム8Aをモールドしたものであり、外周縁6cが前記シール部材固定溝9に嵌入固定される。図65に示すように、芯金7の内径R1は、内輪2の内輪外径面(外径部)2Dの外径R2より大である。これら芯金7の内径と内輪外径面2Dの軸方向の延長線Lとの間において、合成ゴム8Aの部分にくびれ部8Aaが形成され、このくびれ部8Aaにおいて合成ゴム8Aの肉厚が小さくなっている。
 くびれ部8Aaから内径方向に直線状に延び出した部分が形成され、その途中に分岐部8Abが設けられる。分岐部8Abから内径方向に延びた部分が主リップ8Acとなり、内向き軸方向に分かれた部分が副リップ8Adとなる。主リップ8Acと副リップ8Adが分岐部8Abで逆L形に連続する。分岐部8Abは、主リップ8Acの厚さと副リップ8Adの厚さをそれぞれ延長した部分が交差する範囲であって、図65における一点鎖線で囲まれた部分をいう。この分岐部8Abは、内輪外径面2Dの延長線L3より内径側に微小量ΔXだけ隔たった位置にある。このような隔たりΔXが存在することにより、内輪外径面2Dと副リップ8Adとの間には、半径R2から半径R3を減じた段差が生じる。
 前記段差は、図65に矢印aにて表記するように、内輪外径面2D側から副リップ8Ad側に移動するグリースに対して障害になることはない。ただし、隔たりΔXが大きくなると、後述のグリース溜まりGdの容積が減少し、グリースの漏出圧を緩和する作用が低減するので、前記隔たりΔXの大きさはその緩和作用を損なわない範囲に制限される。分岐部8Abの位置が前記より外径側に寄ることにより、副リップ8Adの外周半径R3が内輪外径面2Dの半径R2よりも大、つまりR3>R2となって前記段差部がグリースの移動に対して障害になる場合は、後述の図73(a)に示すような、テーパ面8Adaを設けることが望ましい。
 図65に示すように、前記副リップ部8Adの先端部は、シール溝10の傾斜した内側溝壁10bに平行な傾斜面に形成され、この内側溝壁10bとの間でラビリンスシールLsが形成される。シール溝10は、溝底(底面)10a,外側溝壁10c,および外側ランド10dを有する。外側ランド10dの半径R4は、内輪外径面2Dの半径R2より小である。主リップ8Acの先端部には、外側面の方向に若干反った摺接部8Acaが設けられ、その先端先鋭部がシール溝10の外側溝壁10cに所要の締め代をもって接触される。これによって、図66(b)に示すように、接触シールS1が形成される。図66(b)において、摺接部8Acaの先端部の自然状態における形状を一点鎖線で示す。摺接部8Acaの先端部が外側溝壁10cに接触することにより変形した形状を実線で示し、この変形部分において接触シールS1が形成されることを示す。他の図面においては、便宜上接触シールS1を自然状態における形状のみで示している。
 主リップ8Acと副リップ8Adは分岐部8Abを介して逆L形をなすが、その逆L形部分とこれに対向したシール溝10の内側溝壁10bによって囲まれた部分が比較的容積の大きいグリース溜まりGdとなる。このグリース溜まりGdはラビリンスシールLsで軸受内部に連通し、かつ接触シールS1で閉鎖される。軸受内部圧力の異常上昇時の減圧対策として、小溝部8Acbが、摺接部8Acaの先端において全周の対称位置の2箇所に設けられる。主リップ8Acの接触シールS1における締め代は、それより内側に存在するラビリンスシールLsによってグリースの漏出圧力が低減されるので、その圧力を直接受ける場合、つまり主リップを内側に配置した形に比べ、小さく設定できる。前記締め代は、くびれ部8Aaの肉厚、主リップ8Ac、摺接部8Aca等の肉厚を変えることにより調整できる。
 この発明の場合は、以下のような理由で接触シールS1の締め代を一層小さくすることができる。理由の一は、軌道面2a側から内輪外径面2Dを経て外方に押し出されるグリースの一部が、図65に矢印aで示すように、副リップ8Adの外径面上に移動することである。副リップ8Adの外径面は軸と平行な面であるので、グリースが押し戻されることが防止される。従来の、副リップの外径面が内向きに傾斜しているシール構造では、グリースが内側に押し戻される傾向が強く、これによりグリースの圧力が増すが、この発明の場合は押し戻す力が比較的弱いので、グリースの圧力に与える影響が少なくなり、図65に矢印bで示すラビリンスシールLs側へのグリース移動が少なくなる。その結果、グリース溜まりGd内部の圧力の上昇が抑制される。
 理由の二は、グリース溜まりGdが分岐部8Abを介して逆L形に連続した主リップ8Acと、副リップ8Adと、これらに対向したシール溝10の内側溝壁10bとによって囲まれた比較的大きい容積をもって形成されることである。これにより、グリース溜まりGdの内部圧力が一層低減される。
 以上の作用効果を確認するために、第13実施形態の発明品(両シール品)と、次の現行品について比較実験を行った。
 (1)現行品
 主リップと副リップの形状は、シール部材を構成する合成ゴムの先端部分を二股状に形成している。この二股に分かれた一方の主リップを内側に配置すると共に、副リップを外側に配置した形式に基づき製作されたもの(両シール品)。
(2)実験内容
 発明品と前記現行品につき、アキシアル荷重4kgf下でのトルク値を実測した。その実測値を図67に示す。この図67において、「X」が現行品、「A」が発明品のトルク値である。ラジアル荷重20kgf下でのグリース漏れ性能試験を行った。その試験結果を図68に示す。この図68において、「X」が現行品、「A」が発明品のグリース漏れ量である。
 図67に示したトルク値については、発明品Aが現行品Xに対し、平均的に約40gf・cm(20%)低下しており、低トルク化が図られていることが分かった。図68に示したグリース漏れ量については、3時間後の安定時までの累積漏れ量が、発明品Aは現行品Xに対し、約1/4程度に低減しており、シール性能が改善されていることが分かった。
 第13実施形態の玉軸受1によれば、冠形状の保持器5に凹み部16を設け、玉4に付着しているグリースを保持器5の内径面5dで掻き取る量を減少させ得る。これにより、内輪2の外径部2Dへのグリース付着を防止し得る。よって、内輪2のシール溝10へのグリース付着防止を図り得る。シール溝10の形状を設計変更する必要がなく、スリンガ等を設けるスペースを確保する必要もない。したがって、部品点数を従来のものより少なくし製造コストの低減を図れる。
 さらに、シール部材6において、副リップ8Adによって形成されるラビリンスシールLsと、主リップ8Acによって形成される接触シールS1によってグリースがシールされ、外部への漏出が防止される。副リップ8Adの外径面は、内輪外径面2Dと同程度の高さで軸方向に拡がっているので、軌道面2a側から押し出されるグリースが円滑にその外径面側に移動する。それ故、ラビリンスシールLsを通過するグリース量を減少させ得る。副リップ8Adにより軸受の内部圧力が緩和され、主リップ8Acに作用する内部圧力が低減される。よって、主リップ8Acによって形成される接触シールS1の締め代を小さくして低トルク化を図れる。
 前記凹み部16により、玉4に付着しているグリースを保持器内径面5dで掻き取る量が減少する。凹み部16により、保持器5のポケット開口縁付近に堆積し得るグリースを、ポケット11の内面に円滑に浸入させて潤滑に寄与させ得る。
 シール部材6は、分岐部8Abを介して逆L形に主リップ8Acと副リップ8Adおよびこれらに対向したシール溝10の内側側壁10bにより囲まれ、ラビリンスシールLsにおいて軸受内部に連通すると共に、接触シールS1において閉鎖されたグリース溜まりGdを形成したものである。このグリース溜まりGdが軸受の内部圧力を一層緩和する作用を行うので、主リップ8Acの締め代を小さくして低トルク化を図れ、同時に高シール化を図れる。
 図64の左側の内輪外径面を成すカウンターボア部は、同図右側の外径部2Dよりも小径に形成されているので、外輪3および玉4に対し、内輪2をこの左側の内輪外径面から容易に組み込むことができる。さらに、ポケット背面側における保持器5,5Cの内径面5dと、内輪外径面との距離を長くし得る。この場合、凹み部16により、玉4に付着しているグリースを保持器5の内径面5dで掻き取る量が減少する相乗効果により、左側の内輪外径面へのグリース付着防止を図ることが可能となる。
 図69に示す第14実施形態の単列アンギュラ玉軸受においては、内輪2のポケット背面側つまり左側にシール溝10が形成され、シール部材6は左端にのみ設けられる。左側のシール溝10に対応して外輪内径面の左側端にシール部材固定溝9が形成されている。図69の右側の内輪外径面を成すカウンターボア部は、同図左側の外径部2Dより小径に形成される。
 この図69の構成によれば、軌道面2a等から同図左側に押し出されるグリースについて、凹み部16(図4)により、玉4付着のグリースを保持器5の内径面5dで掻き取る量が減少する。これにより、内輪2の外径部2Dへのグリース付着を防止でき、シール溝10へのグリース流動を防止し得る。外径部2Dにグリースが多少付着した場合であっても、このグリースが、副リップ8Adの外径面に円滑に移動し得る。それ故、ラビリンスシールLs(図65)を通過するグリース量を減少させ得る。副リップ8Adにより軸受の内部圧力が緩和され、主リップ8Acに作用する内部圧力が低減される。よって、この主リップ8Acによって形成される接触シールS1(図65)の締め代を小さくして低トルク化を図れる。左側のシール部材6により、軸受外部からの異物の浸入を最小限にとどめる。
 図70の第15実施形態の単列アンギュラ玉軸受のように、内外輪両側にシール部材6,6が設けられていても良い。軌道面2a等から同図右側に押し出されるグリースは、右側のシール部材6によりグリース漏れを防止し得る。軌道面2a等から同図左側に押し出されるグリースについて、保持器5の凹み部16(図4)により、玉4に付着しているグリースを内径面5dで掻き取る量が減少する。それ故、内輪2の左側のシール溝10へのグリース流動を防止し得る。
 図71の第16実施形態の玉軸受は密閉型の複列アンギュラ玉軸受であり、この複列アンギュラ玉軸受は、内輪2と外輪3と複数の玉4と保持器5,5とシール部材6,6とを有する。この複列アンギュラ玉軸受の接触角α1,α2は、図71の一点鎖線で示すように断面略「ハ」字形状となっている。軌道面2a,3a間に複列の玉4を介在させ、各列の保持器5が各列における複数の玉4を保持している。各列の保持器5のポケット開放側を軸方向内方に向け、ポケット背面側がシール部材6にやや離隔して対向する。換言すれば、2個の保持器5,5のポケット面が向かい合うように配置される。軸受空間にはグリースが封入される。この複列アンギュラ玉軸受では、前記シール部材6と前記保持器5とを用いることで、低トルク、耐グリース漏洩、耐ダスト、および省スペースを同時にかつ低コストで達成している。
 この複列アンギュラ玉軸受によれば、冠形状の各保持器5に凹み部16を設け、2個の保持器5,5のポケット面が向かうように配置されるため、保持器背面側からのグリース漏洩を抑制する。これにより、内輪2の外径部2Dへのグリース付着を防止し得る。よって、内輪2のシール溝10へのグリース付着防止を図り、シール溝10の形状を設計変更する必要がなく、スリンガ等を設けるスペースも必要ない。したがって、部品点数を従来のものより少なくし製造コストの低減を図れる。
 さらにシール部材6において、副リップ8Adによって形成されるラビリンスシールLsと、主リップ8Acによって形成される接触シールS1によってグリースがシールされ、外部への漏出が防止される。副リップ8Adの外径面は、内輪外径面2Dと同程度の高さで軸方向に拡がっているので、軌道面2a側から押し出されるグリースが円滑にその外径面側に移動する。それ故、ラビリンスシールLsを通過するグリース量を減少させることができる。前記副リップ8Adにより軸受の内部圧力が緩和され、主リップ8Acに作用する内部圧力が低減される。
 複列アンギュラ玉軸受において、前述の保持器形状により、グリースが内輪外径部2Dに付着するのを抑制し、保持器背面側つまり反ポケット側からのグリース漏洩を抑制し得る。さらに、上記シール部材6を用いることにより、ラビリンス構造による低トルクかつ高シール性を実現できる。
 図72の第17実施形態の転がり軸受は単列密封型の深溝玉軸受であり、複数の玉4を保持する保持器5Cを設け、内外輪2,3間に形成される環状空間の両端をそれぞれ前述の図64ないし図66に示すシール部材6で密封したものである。
 この発明の第17実施形態について図72と共に説明する。
 図72(a)に示す第17実施形態に係るシール構造は、基本的に、図64ないし図66の第13実施形態のシール構造と同様である。相違するのは、分岐部8Abの径方向の位置が、内輪外径面2Dの延長線L3を含む位置にあり、副リップ8Adのほとんどが延長線L3より上位(シール部材6の外径側)に存在することである。副リップ8Adの最大径部分の半径R3は内輪外径面2Dの半径R2より大である。このため、グリース溜まりGdの容積が増えるが、内輪外径面2D側から副リップ8Adの外径面の方向に移動するグリースに対して副リップ8Adの先端面が障害になる問題が生じる。これを避ける対策として、副リップ8Adの先端部に、内輪外径面2Dを基準にした傾斜角度θが90°以上となるようなテーパ面8Adaを形成している。
 副リップ8Adの内径面は内輪外径面2Dに対して一定の角度α(例えば 5 °以上 10 °以下)をもって傾斜しており、その傾斜面8Adbとシール溝10の内側溝壁10bとの間でラビリンスシールLsが形成される。
 主リップ8Acの先端部内面にもテーパ面8Accが形成され、そのテーパ面8Accとシール溝10の溝底10aとのなす角度βが90°以上に形成される。このように広い角度βがあると、比較例として示した図72(b)に示すような90°未満のような狭い角度β´の場合に比べ、グリースが主リップ8Acの接触シールS1を通過し難くなる。上記以外の構成および作用、効果は、図64ないし図66の実施形態のシール構造と同様である。
 上述の図72(a)に示す第17実施形態のシール構造において、前述の図64ないし図66に示す第13実施形態の場合と同様の実験を行った。図67において、このトルク値の実測値を「B」で示す。また、図68において、グリース漏れ量の実測値を「B」で示す。この結果から分かるように、図64ないし図66に示す第13実施形態の場合とほぼ同程度の低トルク化と高シール化が図れた。さらに、第17実施形態に係る転がり軸受において、前述のいずれか一つの保持器を適用することにより、玉軸受において、よりグリース漏洩が生じない軸受にできる。
 この発明の参考提案例を図73と共に説明する。図73(a),図73(b)に示す参考提案例は、それぞれ図64ないし図66、図72のシール構造に想到する前段階において発案されたものである。図73(a)に示すシール構造の場合は、シール部材6のリップは主リップ8Acのみであり、主リップ8Acは一定の幅をもち、その先端部に幅方向の端面8Acdが形成されている。端面8Acdの外側コーナ部をシール溝10の外側溝壁10cに接触させて接触シールS1を形成している。前述の実施形態と比べ副リップが設けられていない点が特異なところである。
 主リップ8Acの締め代を前述の実施形態の場合と同程度に設定した場合のトルク値Cは、図67に示すように、発明品のトルク値Aと同程度であることが確認できた。シール性については、図68に示すように、「C」は現行品Xの約1/2となり、シール性においてA、Bの場合より劣ることが分かった。これは実施形態における副リップ8Adやグリース溜まりGdを設けていないことによるものと考えられるが、逆に言えば実施形態における副リップ8Adやグリース溜まりGdは漏れ性能の向上に貢献していることを意味する。
 図73(b)に示した参考提案例は、芯金7の内径部分を内側にくの字形に屈曲させるとともに、その屈曲に沿って合成ゴム8Aもシール溝10の内側溝壁10bに接近するように屈曲して設け、この内側溝壁10bに対向した面に2段の副リップ8Ad1、8Ad2を設け、さらにシール溝10の溝底10aに沿って3段目の副リップ8Ad3を設けている。これらの副リップ8Ad1~8Ad3により、ラビリンスシールLsa、Lsb、Lscが形成される。前記副リップ8Ad1~8Ad3と反対側の面、即ち外側面にくびれ部8Aaが形成され、そのくびれ部8Aaの先端に主リップ8Acの外側面が連続し、3段目の副リップ8Ad3の先端に主リップ8Acの内側面が連続する。その内側面と外側面が交わる先端部がシール溝10の外側溝壁10cに接触し、接触シールS1が形成される。
 この参考提案例は、前述の実施形態と比べ、副リップ8Ad1~8Ad3が3箇所(ラビリンスシールLsa~Lscが3箇所)に存在すること、副リップ8Ad1~8Ad3相互間と副リップ8Ad3と主リップ8Ac相互間にそれぞれ対向したシール溝10の溝壁との間で形成されるグリース溜まりの容積が小さいこと、副リップ8Ad1の軸方向への突き出し量が少なく、副リップ8Ad1の基部が内側に傾斜した合成ゴム8Aの内面に連続していること等で顕著な相違がある。
 この参考提案例において、主リップ8Acの締め代を前述の実施形態の場合と同程度に設定して測定したトルク値Dは、図67に示すように、発明品のトルク値Aと同程度であることが確認できた。シール性Dは、図68に示したように前記のCと大差がなく、シール性においてA、Bの場合より劣ることが分かった。これは、3段の副リップ8Ad1~8Ad3の効果が見られず、グリース溜まりの容積が小さいこと、副リップ8Ad1の軸方向への突き出し量が少なく外径面が傾斜し、合成ゴム8Aの傾斜面8Akに接近していること等が影響しているものと考えられる。
 図64から図72で述べた各実施形態について好ましい態様をまとめると、次の通りである。
 この態様の基本構成となる玉軸受は、本発明の玉軸受保持器を備え、内外輪間に介在する複数の玉が保持器に保持され、これら内輪および外輪間の軸受空間を塞ぐシール部材を外輪に設けた玉軸受であって、前記内輪の外径面にシール溝を周方向に形成し、前記シール溝に対向した外輪内径面に前記シール部材の外周縁を固定し、そのシール部材の内周部に主リップと副リップとを設け、前記主リップを前記シール溝に接触させて接触シールを形成するとともに、副リップを前記シール溝又はその近辺に接近させてラビリンスシールを形成してなり、前記シール部材の内輪外径面の高さ近辺の位置に分岐部を設け、その分岐部から内径方向に突き出した部分により前記の主リップを形成し、その主リップの先端部を前記シール溝の外側溝壁に接触させて前記の接触シールを形成し、前記分岐部から軸方向内向きに突き出した部分により前記の副リップを形成し、その副リップの先端部とシール溝の内側溝壁との間で前記のラビリンスシールを形成している。
態様C1)
 上記基本構成の玉軸受は、複列アンギュラ玉軸受であって、前記シール部材、冠形状の2個の保持器を設け、2個の保持器のポケット面が向かい合うように配置されている。
 この構成によると、冠形状の各保持器に凹み部を設け、2個の保持器のポケット面が向かい合うように配置されるため、保持器背面側からのグリース漏洩を抑制する。これにより、内輪外径部へのグリース付着を防止し、内輪のシール溝へのグリース付着防止を図れる。
態様C2)
 上記基本構成において、前記シール部材は、前記分岐部を介して逆L形に主リップと副リップおよびこれらに対向した前記シール溝の内側側壁により囲まれ、前記ラビリンスシールにおいて軸受内部に連通するとともに、前記接触シールにおいて閉鎖されたグリース溜まりを形成したものであっても良い。グリース溜まりが軸受の内部圧力を一層緩和する作用を行うので、主リップの締め代を小さくして低トルク化を図れ、同時に高シール化を図れる。
態様C3)
 上記基本構成において、前記シール部材は、前記副リップの最大径部分の半径を内輪外径面の半径より大とし、この副リップの先端部に、前記内輪外径面を基準にした傾斜角度が90度以上となるテーパ面を形成しても良い。このようなテーパ面を設けることにより、グリースを副リップの外径面に円滑に移行させ得る。
態様C4)
 上記基本構成において、前記副リップの内径面を、前記内輪外径面に対して一定の角度をもって傾斜させ、この傾斜させた副リップの内径面と、シール溝の内側側壁との間でラビリンスシールを形成しても良い。このように副リップの内径面を傾斜させてラビリンスシールを簡単に形成することができ、このラビリンスシールによってグリース漏出圧力が低減される。
 この発明の第18実施形態を図74ないし図78と共に説明する。この実施形態に係る玉軸受1は、本発明の玉軸受保持器を備えた単列アンギュラ玉軸受である。図74に示すように、この単列アンギュラ玉軸受は、内輪2と外輪3の軌道面2a,3aの間に複数の玉4を介在させ、これら玉4を保持する保持器5(または後述する保持器5C)を設け、内外輪2,3間に形成される環状空間のうちポケット開放側の一端を後述の図75ないし図77に示すシール部材6で密封したものである。軌道面2a,3aは、図74に一点鎖線にて示す予め定める接触角となるように形成される。シール溝10の無い図74の左側の内輪外径面を成すカウンターボア部は、同図右側の外径部2Dよりも小径に形成されている。これにより外輪3および玉4に対し、内輪2をこの左側の内輪外径面から容易に組み込むことができる。さらに、ポケット背面側における保持器5,5Cの内径面5dと、内輪外径面との距離を長くし得る。軸受空間にはグリースが封入される。
 このアンギュラ玉軸受では、以下のシール部材6と上述の本発明の保持器5とを用いることで、低トルク、耐グリース漏洩、耐ダスト、および省スペースを同時にかつ低コストで達成している。
 シール部材6について説明する。
 図74に示すように、内輪外径面における右側部に、環状のシール溝10が周方向に沿って形成されている。外輪内径面には、シール溝10に対向したシール部材係止溝9が形成されている。このシール部材係止溝9に、シール部材6の外周縁部6cが係止されている。
 シール部材6は、合成ゴム等からなる弾性体8を芯金7により補強したものであり、弾性体8の部分に径方向内向きに延びるシールリップSLが形成される。弾性体8に用いられる合成ゴム等として、水素添加ニトリルゴム、または耐エステルアクリルゴムを採用し得る。水素添加ニトリルゴムは、シール部材として一般的に用いられるニトリルゴムと比較して耐熱性に優れ、耐薬品性にも問題がないため、安定した性状を維持し、かつ、より高温での使用ができる。耐エステルアクリルゴムは、水素添加ニトリルゴムと同様にニトリルゴムと比較して耐熱性に優れ、アクリルゴムのエステル油やエアコンのコンプレッサーオイル等の薬品に対する耐薬品性を向上させたものであるため、安定した性状を維持し、かつ、より高温での使用ができる。
 シールリップSLは、弾性体8の肉厚が小さい腰部Laと、この腰部Laの端部から軸方向外向きに延び出したダストリップLbと、腰部Laの端部から内向きに延び出し、その先端部がシール溝10の内側面10aに摺接する主リップLcとが形成される。主リップLcは、図75に示すように、シール溝10の内側面10bに対向する面に、この内側面10bに向かって突出する突起Tkを有する。この突起Tkは、この主リップLcの内側に、その先端部つまりシール部材6の内周縁に沿って、1ないし複数箇所設けられる。
 このように構成されるシール部材6は、外輪2のシール部材係止溝9に係止されると、図76に示すように、主リップLcの先端部がシール溝10の内側面10bに接触した状態となる。この状態において、突起Tkは、軸受内部と外部との圧力差がない状態では、シール溝10の内側面10bに接触しないため、シール性を損なうことはない。このアンギュラ玉軸受の輸送中の温度変化や、アンギュラ玉軸受の回転に伴う摩擦熱の発生後、軸受が冷却された場合等、軸受内部と外部との圧力差が発生し、前記シールリップSLが内側に押し込まれた際に、図77に示すように、主リップLcに設けた突起Tkがシール溝10の内側面10bに接触する。これにより、突起Tkの付近の主リップLcの先端部は、外向きに弾性変形しシール溝10の内側面10bと離れた状態となる。
 この状態では、突起Tkの周囲には、軸受内部と外部とを連通する空気通路Ktが形成され、軸受内部と外部の圧力差が解消されて、軸受の吸着現象を防止し得る。空気通路Ktは、突起Tkの周囲のみに形成されるため、突起Tkが存在しない部分の主リップLcの先端部は、シール溝10の内側面10bと接触した状態を維持し、シール性は確保される。軸受内部と外部の圧力差が解消すると直ちにシールリップSLが通常の状態に戻り、シール性低下を最小限にとどめる。
 仮に、軸受内外の圧力差が大きいために突起Tkがシール溝10の内側面10bとの接触により潰れたり、軸受内外の圧力差が微小であったりする場合、図78に示すように、突起Tkおよび主リップLcの先端部が、内側面10bに接触した吸着状態となる。この場合での吸着状態では、シール溝10の内側面10bと接触する突起Tkの先端部は、内側面10bと接触する主リップLcの先端部よりも接触圧力が大きくなる。
 この接触圧力の違いにより、突起Tkの先端部は、その摺動抵抗が主リップLcの先端部の摺動抵抗よりも大きくなり、この吸着状態で軸受を回転させると、図78(b)に示すように、突起Tkはシール溝10の内側面10bに接した状態を維持し、この内側面10bとともに回転しようとする。このとき、主リップLcの先端部は摺動するため、図78(c)に示すように、主リップLcの先端部であってこのシールリップSLの内周縁が、凹凸状に波打つように弾性変形させられる。この主リップLcの先端部の弾性変形時に空気通路Ktaが形成され、吸着が解除される。
 上述の第18実施形態のアンギュラ玉軸受1によれば、冠形状の保持器5に凹み部16を設け、玉4に付着しているグリースを保持器5の内径面5dで掻き取る量を減少させ得る。これにより、内輪2の外径部2Dへのグリース付着を防止し得る。よって、内輪2のシール溝10へのグリース付着防止を図り得る。シール溝10の形状を設計変更する必要がなく、スリンガ等を設けるスペースを確保する必要もない。したがって、部品点数を従来のものより少なくし製造コストの低減を図れる。
 さらにシール部材6において、シールリップSLの内面に前述の突起Tkを設けたので、吸着現象が発生すると、図77に示すように、シールリップSLが軸受軸方向内側に押し込まれるが、シールリップSLが押し込まれるのと同時に、同シールリップSLの内面の突起Tkがシール溝10の内側面10bに押し当てられる。このとき、その突起Tkの接触位置付近であってシール溝10の内側面10bに押し当てられる付近の主リップLcの先端部は、突起Tkの存在により、他の部分に対して部分的に弾性変形される。すなわち、突起Tkの接触位置付近のシールリップSLにおける主リップLcは、シール溝10の内側面10bに接触できずに、その非接触により、軸受内部と軸受外部とを連通する空気通路Ktが形成される。
 さらに、図78(a)に示すように、突起Tkおよび主リップLcの先端部が共に、シール溝10の内側面10bに接触した状態では、突起Tkと主リップLcの先端部との接触圧力の違いによって、突起Tkの先端部は、その摺動抵抗が主リップLcの先端部の摺動抵抗よりも大きくなる。この状態で軸受を回転させると、主リップLcの先端部が凹凸状に波打つよう捩れが生じて図78(c)に示すような空気通路Ktaが形成される。
 このため、軸受内外の圧力バランスを瞬時に均一に保って吸着現象を防止できる。この圧力バランスを保つための空気通路Ktaは、軸受内外の圧力バランスが均一つまり圧力差が生じないと直ちに閉じシールリップSLは図76に示す通常状態になる。このとき、突起Tkは、シール溝10の内側面10bに非接触となる。したがって、軸受外部からの異物の浸入を最小限にとどめ、その空気通路Ktaは狭いため、軸受内のグリースが漏れることもない。
 図74の左側の内輪外径面を成すカウンターボア部は、同図右側の外径部2Dよりも小径に形成されているので、外輪3および玉4に対し、内輪2をこの左側の内輪外径面から容易に組み込める。さらに、ポケット背面側における保持器5,5Cの内径面5dと、内輪外径面との距離を長くし得る。この場合、保持器5のグリース掻き取り抑制手段としての凹み部16により、玉4に付着しているグリースを保持器5の内径面5dで掻き取る量が減少する相乗効果により、左側の内輪外径面へのグリース付着防止を図ることが可能となる。右側のシール部材6により、軸受外部からの異物の浸入を最小限にとどめ、その空気通路Kta(図78(c))は狭いため、軸受内のグリースが漏れることもない。
 図79に示す第19実施形態の単列アンギュラ玉軸受においては、内輪2のポケット背面側つまり左側にシール溝10が形成され、シール部材6は左端にのみ設けられる。左側のシール溝10に対応して外輪内径面の左側端にシール部材係止溝9が形成されている。また、図79の右側の内輪外径面を成すカウンターボア部は、同図左側の外径部2Dよりも小径に形成されている。この図79の構成によれば、軌道面2a等から同図左側に押し出されるグリースについて、凹み部16により、玉4付着のグリースを保持器5の内径面5dで掻き取る量が減少する。これにより、内輪2の外径部2Dへのグリース付着を防止でき、シール溝10へのグリース流動を防止し得る。外径部2Dにグリースが多少付着した場合であっても、左側のシール部材6により軸受内のグリースが漏れることもない。左側のシール部材6により、軸受外部からの異物の浸入を最小限にとどめる。
 図80の第20実施形態の単列アンギュラ玉軸受のように、内外輪両側にシール部材6,6が設けられていても良い。軌道面2a等から同図右側に押し出されるグリースは、右側のシール部材6によりグリース漏れを防止し得る。軌道面2a等から同図左側に押し出されるグリースについて、保持器5のグリース掻き取り抑制手段により、玉4に付着しているグリースを内径面5dで掻き取る量が減少する。それ故、内輪2の左側のシール溝10へのグリース流動を防止し得る。
 図81は第21実施形態の密閉型の複列アンギュラ玉軸受であり、この複列アンギュラ玉軸受は、内輪2と外輪3と複数の玉4と保持器5,5とシール部材6,6とを有する。この複列アンギュラ玉軸受の接触角α1,α2は、図81の一点鎖線で示すように断面略「ハ」字形状となっている。軌道面2a,3a間に複列の玉4を介在させ、各列の保持器5が各列における複数の玉4を保持している。各列の保持器5のポケット開放側を軸方向内方に向け、ポケット背面側がシール部材6にやや離隔して対向する。換言すれば、2個の保持器5,5のポケット面が向かい合うように配置される。軸受空間にはグリースが封入される。この複列アンギュラ玉軸受では、前記シール部材6と前記保持器5とを用いることで、低トルク、耐グリース漏洩、耐ダスト、および省スペースを同時にかつ低コストで達成している。
 この複列アンギュラ玉軸受によれば、冠形状の各保持器5に、グリース掻き取り抑制手段としての凹み部16を設け、2個の保持器5,5のポケット面が向かうように配置されるため、保持器背面側からのグリース漏洩を抑制する。これにより、内輪2の外径部2Dへのグリース付着を防止し得る。よって、内輪2のシール溝10へのグリース付着防止を図り、シール溝10の形状を設計変更する必要がなく、スリンガ等を設けるスペースも必要ない。したがって、部品点数を上記特許文献に記載のもの等より少なくし製造コストの低減を図れる。
 さらにシール部材6において、吸着現象が発生すると、図77に示すように、シールリップSLが軸受軸方向内側に押し込まれるが、シールリップSLが押し込まれるのと同時に、同シールリップSLの内面の突起Tkがシール溝10の内側面10bに押し当てられる。このとき、突起Tkの接触位置付近であって内側面10bに押し当てられる付近の主リップLcの先端部は、突起Tkの存在により、他の部分に対して部分的に弾性変形される。すなわち、突起Tkの接触位置付近のシールリップSLにおける主リップLcは、内側面10bに接触できずに、その非接触により、軸受内部と軸受外部とを連通する空気通路Ktが形成される。
 さらに、図78(a)に示すように、突起Tkおよび主リップLcの先端部が共に、シール溝10の内側面10bに接触した状態では、この突起Tkと主リップLcの先端部との接触圧力の違いによって、突起Tkの先端部は、その摺動抵抗が主リップLcの先端部の摺動抵抗よりも大きくなる。この状態で軸受を回転させると、主リップLcの先端部が凹凸状に波打つよう捩れが生じて図78(c)に示すような空気通路Ktaが形成される。
 このため、軸受内外の圧力バランスを瞬時に均一に保って吸着現象を防止できる。この圧力バランスを保つ空気通路Ktaは、軸受内外の圧力バランスが均一つまり圧力差が生じないと直ちに閉じシールリップSLは図76に示す通常状態になる。このとき、突起Tkは、シール溝10の内側面10bに非接触となる。したがって、軸受外部からの異物の浸入を最小限にとどめ、その空気通路Ktaは狭いため、軸受内のグリースが漏れることもない。
 複列アンギュラ玉軸受において、前述の保持器形状により、グリースが内輪外径部2Dに付着するのを抑制し、保持器背面側つまり反ポケット側からのグリース漏洩を抑制し得る。さらに、上記シール部材6を用いることにより、軸受内のグリース漏れ防止を図り軸受外部からの異物の浸入を最小限にとどめ、低トルク化を図れる。
 この発明の第22実施形態について図82,図83と共に説明する。
 この場合の実施形態は、図82(a)に示すように、主リップLcの内面に、その先端摺接部に沿って全周にわたって突出する突条Tjを形成し、この突条Tjを横断する方向に切り欠き溝Kmを設けた点で前述した第18実施形態の場合と相違する。その他の構成は第18実施形態と同様である。突条Tjは、図82(b)に示すように、軸受内部と外部との圧力差がない状態では、シール溝10の内側面10bに接触しないため、シール性を損なうことはない。切り欠き溝Kmは、突条Tjの一部を切り欠いて形成されるものに限らず、主リップLcの内面にまで達してこの突条Tjを分断して形成されるものも含む。
 この転がり軸受の輸送中の温度変化や、転がり軸受の回転に伴う摩擦熱の発生後、軸受が冷却された場合など、軸受内部と外部との圧力差が発生し、前記シールリップSLが内側に押し込まれた際に、図82(c)に示すように、主リップLcに設けた突条Tjがシール溝10の内側面10bに接触する。これにより、突条Tjの付近の主リップLcの先端部は、外向きに弾性変形しシール溝10の内側面10bと離れた状態となる。
 この状態では、突条Tjの切り欠き溝Kmにより軸受内部と外部とを連通する空気通路Ktbが形成され、軸受内部と外部の圧力差が解消されて、軸受の吸着現象を防止することができるとともに、主リップLcの先端部に沿って全周に突出する突条Tjが、シール溝10の内側面10bと接触しているため、シール性を確保することができる。仮に、軸受内外の圧力差が大きいために突条Tjがシール溝10の内側面10bとの接触により潰れたり、軸受内外の圧力差が微小であったりする場合、図83(a)に示すように、前記突条Tjおよび主リップLcの先端部がともに、シール溝10の内側面10bに接触した吸着状態となる。この場合での吸着状態では、シール溝10の内側面10bと接触する突条Tjの先端部は、シール溝10の内側面10bと接触する主リップLcの先端部よりも接触圧力が大きくなる。
 この接触圧力の違いにより、突条Tjの先端部は、その摺動抵抗が主リップLcの先端部の摺動抵抗よりも大きくなり、この吸着状態で軸受を回転させると、図83(b)に示すように、突条Tjは内側面10bに接した状態を維持し、この内側面10bと共に回転しようとする。このとき、主リップLcの先端部は摺動するため、図83(c)に示すように、主リップLcの先端部であってシール部材の内周縁が凹凸状に波打つように弾性変形させられる。この主リップLcの先端部の弾性変形時に空気通路Ktbが形成され、吸着が解除される。さらに、この実施形態に係る転がり軸受において、保持器5,5Cを適用することにより、内輪2のシール溝10にグリースが付着し難く、グリース漏れを防止できる。したがって、シール溝10の形状を設計変更する必要がなく、また、軸受の軸方向にスリンガー等を設けるスペースを確保する必要もない。したがって、部品点数を前述の特許文献に記載のものより少なくし製造コストの低減を図ることができる。
 図74から図83で述べた各実施形態について好ましい態様をまとめると、次の通りである。
 この態様の基本構成となる玉軸受は、本発明の玉軸受保持器を備え、内外輪間に介在する複数の玉が保持器に保持され、これら内輪および外輪間の軸受空間を塞ぐシール部材を前記外輪または内輪に設けた玉軸受であって、前記シール部材のうちの一方の周縁部が一方の軌道の端に形成したシール溝に摺接し、他方の周縁部が他方の軌道の端に固定され、
 前記シール溝に摺接するシール部材の周縁をシールリップとすると共に、このシールリップの内面に突起を設け、前記突起は、前記シール部材で仕切られる軸受内部と軸受外部とに圧力差が生じて前記シールリップが内側に押し込まれたとき、前記シール溝の内側面にこの突起が接触し、この突起の接触により、その接触付近のシールリップを部分的に弾性変形させて、前記軸受内部と軸受外部とを連通する空気通路が形成される状態と、前記圧力差が生じないとき前記シール溝の内側面にこの突起が非接触となる状態とにわたって変位可能に構成している。
態様D1)
 上記基本構成の玉軸受は、内周に複列の軌道面を有する外輪と、前記軌道面に対向する複列の軌道面を外周に有する内輪と、これら内輪と外輪の軌道面間に介在した複列の玉と、各列の玉を保持する2個の保持器と、前記外輪または内輪に設けられこれら内輪および外輪間の軸受空間を塞ぐ両側のシール部材とを備えた複列アンギュラ玉軸受であって、前記シール部材、冠形状の2個の保持器を設け、2個の保持器のポケット面が向かい合うように配置されている。
 この構成によれば、シール部材において、吸着現象が発生すると、シールリップが内側に押し込まれるが、このシールリップが押し込まれるのと同時に、同シールリップの内面の突起がシール溝の内側面に押し当てられる。このとき、シール溝内側面に押し当てられる付近のシールリップは、突起の存在により、他の部分に対して部分的に弾性変形される。突起の接触位置付近のシールリップは、シール溝の内側面に接触できずに、その非接触により、軸受内部と軸受外部とを連通する空気通路が形成される。
 複列アンギュラ玉軸受において、前述の保持器形状により、グリースが内輪外径部に付着するのを抑制し、保持器背面側つまり反ポケット側からのグリース漏洩を抑制し得る。さらに、上記シール部材を用いることにより、軸受内のグリース漏れ防止を図り軸受外部からの異物の浸入を最小限にとどめ、低トルク化を図れる。
態様D2)
 上記基本構成において、前記突起が前記シールリップの内面にその先端摺接部に沿って所定の間隔に形成されたものでも良い。吸着現象が発生した際に、前記突起がシール溝の内側面に押し当てられると共に、この突起付近のシールリップを弾性変形させる。このため、シールリップの先端摺接部とシール溝の内側面とが離れ、突起の周囲に軸受内部と軸受外部とを連通する空気通路が形成される。
態様D3)
 上記基本構成において、前記突起が前記シールリップの内面にその先端摺接部に沿って全周にわたって突出する突条により形成され、この突条を横断する方向に切り欠き溝が設けられたものでも良い。この場合、吸着現象が発生した際に、前記突条がシール溝の内側面に押し当てられると共に、この突条付近のシールリップを弾性変形させる。このため、シールリップの先端摺接部とシール溝の内側面とが離れ、この突条の切り欠き溝に軸受内部と軸受外部とを連通する空気通路が形成される。
 この発明の第23実施形態を図84ないし図87と共に説明する。この実施形態に係る玉軸受1は、本発明の玉軸受保持器を備えた単列アンギュラ玉軸受である。図84に示すように、この単列アンギュラ玉軸受は、内輪2と外輪3の軌道面2a,3aの間に複数の玉4を介在させ、これら玉4を保持する保持器5(または後述する保持器5C)を設け、内外輪2,3間に形成される環状空間のうちポケット開放側の一端を後述の図85ないし図87に示すシール部材6で密封したものである。軌道面2a,3aは、図84に一点鎖線にて示す予め定める接触角となるように形成される。シール溝10の無い図84の左側の内輪外径面を成すカウンターボア部は、同図右側の外径部2Dよりも小径に形成されている。これにより外輪3および玉4に対し、内輪2をこの左側の内輪外径面から容易に組み込むことができる。さらに、ポケット背面側における保持器5,5Cの内径面5dと、内輪外径面との距離を長くし得る。軸受空間にはグリースが封入される。
 このアンギュラ玉軸受では、以下のシール部材6と上述の本発明の保持器5とを用いることで、低トルク、耐グリース漏洩、耐泥水性、および省スペースを同時にかつ低コストで達成している。図84,85に示すように、内輪2における軌道面2aの右側方に周方向のシール溝10が形成され、同シール溝10に向かい合う外輪3の内周面に係止溝9が形成される。この係止溝9にシール部材6の外周縁部6cが圧入固定される。内輪2のシール溝10は、内輪2の軌道面側の底面10aと、内側壁10bと、肩部2b側の外側壁10cとから形成される。外側壁10cが軸方向外向きに傾斜し、肩部2bの外周面と連続して形成される。前記内側壁10bを「軌道側溝壁10b」と称し、前記外側壁10cを「肩部側溝壁10c」と称す。
 シール部材6について説明する。
 図86,87に示すように、シール部材6は接触シールからなり、芯金7と弾性部材8とを有し、弾性部材8の内周側に軸方向内向きのシールリップ6aが設けられている。シール部材6は、合成ゴム等からなる弾性部材8を芯金7により補強したものである。弾性部材8に用いられる合成ゴム等として、水素添加ニトリルゴム、または耐エステルアクリルゴムを採用し得る。前記水素添加ニトリルゴムは、シール部材として一般的に用いられるニトリルゴムと比較して耐熱性に優れ、耐薬品性にも問題がないため、安定した性状を維持し、且つ、より高温での使用ができる。前記耐エステルアクリルゴムは、水素添加ニトリルゴムと同様にニトリルゴムと比較して耐熱性に優れ、アクリルゴムのエステル油やエアコンのコンプレッサーオイル等の薬品に対する耐薬品性を向上させたため、安定した性状を維持し、かつ、より高温での使用ができる。
 シール部材6は、その内周部の弾性部材8の部分に、肉厚が薄いくびれ部8bが形成される。くびれ部8bは、後述する主リップLmまたはラビリンスリップLnまたはこれらの境界を含む双方から外径側に向かって薄肉に形成されたものである。くびれ部8bの内周側の先端部には、シールリップ6aが設けられる。シールリップ6aは、シール溝10の軌道側溝壁10bに接触させた主リップLmと、肩部2bの上方に突き出すラビリンスリップLnとを有する。
 主リップLmは、シール溝10の軌道側溝壁10bと向かい合い外向きに拡径する傾斜壁面Lmaと、この傾斜壁面Lmaよりも径方向内側に位置し、シール溝10の底面10aに対向する内周面Lmbと、傾斜壁面Lmaと内周面Lmbとを連続させる先端部Lmcとを有する。図85~図87に示すように、シール部材6の外周縁部6cが、外輪3の係止溝9に圧入固定されると、主リップLmの先端部Lmcがシール溝10の軌道側溝壁10bに摺接する。主リップLmは、肉厚を薄く形成されたくびれ部8bの先端部に設けられ、くびれ部8bが図86の矢符A1の軸方向に弾性変形するので、摺接するシール溝10の軌道側溝壁10bに対する追従性が維持される。これにより、軸受内部のグリースがシール溝10に漏出することを防止し、さらに、外部からの異物や泥水等の軸受内部への侵入を防止し得る。
 ラビリンスリップLnは、肩部2bからシール溝10の肩部側溝壁10cに至る範囲に向かい合いラビリンスシールLsが形成される。図87に示すように、ラビリンスリップLnの内周部には、内向きに縮径する傾斜面Lnaが設けられる。傾斜面Lnaは、内輪2の肩部2bの外周面に対する傾斜角度α3が10°以上40°以下に設定される。傾斜角度α3がこのように設定されると、傾斜面Lnaに付着した泥水が、シール部材6の回転による遠心力によって傾斜面Lnaに沿って軸方向外向きに移動し、軸受外側に排出される。傾斜角度α3が10°未満となると、シール部材6の回転による遠心力が、ラビリンスリップLnに付着した泥水に十分に作用しないため、その泥水が排出されにくくなる。傾斜角度α3が40°を超えると、肩部2bの外周面と、ラビリンスリップLnの傾斜面Lnaとの隙間が広くなり、ラビリンスシールLsによるシール性が低下する。このため、傾斜角度α3を10°以上40°以下に設定している。
 ラビリンスリップLnは、その先端部がシール溝10の肩部側側壁10c寄りに設けられる。よって、ラビリンスリップLnに付着した泥水が、シール部材6の回転による遠心力でその傾斜面Lnaを移動する距離が短くなり、シール溝10内に溜まった泥水が排出され易い。主リップLmの内周面Lmbと、ラビリンスリップLnの傾斜面Lnaとの間に、段差部Dsが設けられる。段差部Dsは、シール溝10の肩部側溝壁10cに向かって突き出して設けられる。これにより、主リップLmの内周面Lmbは、段差部Dsを経てラビリンスリップLnの傾斜面Lnaへと連続して形成されるので、シール溝10に溜まった泥水が、シール部材6の回転による遠心力でラビリンスリップLnの傾斜面Lnaに沿って軸受外部に排出され易い。
 さらに段差部Dsが突出して設けられると、主リップLmの内周面Lmbの外周縁部とシール溝10の肩部側溝壁10cとの間に、狭窄部分が形成される。この狭窄部分によってラビリンスシールLsによるシール性を確保できる。シール溝10と肩部2bとの境界の山部Ydと、ラビリンスリップLnの傾斜面Lnaとの間にも狭窄部分が形成されるので、さらに、ラビリンスシールLsによるシール性を確保できる。
 図85に示すように、シール部材6の軸受への組み込み前におけるシールリップ6aの先端の内径寸法DLは、内輪2の肩部2bの直径D1よりも小さく、内径寸法DLと直径D1との差DL-D1は、シール部材6を軸受へ容易に組み込めるように、-0.2mm以上の値に規定されている。シール部材6が外輪3の係止溝9に固定されて軸受に組み込まれると、図86に示すように、シールリップ6aの先端は、シール溝10の軌道側溝壁10bに、これらと対向する肩部側溝壁10cの上端位置よりもδだけ半径方向に低い接触高さ位置で接触する。したがって、水や泥等が飛散する環境でこの軸受を使用しても、水や泥等がシールリップ6aの先端部Lmcに直接当たることはなく、先端部Lmcが軌道側溝壁10bと安定して接触する。
 第23実施形態についての実施例は次の通りである。シール部材6を備えたアンギュラ玉軸受を、水と泥の異物が断続的に飛散する環境下で回転試験機に取り付け、先端部Lmcのシール溝10の軌道側溝壁10bへの接触高さ位置δ3を変化させたときの軸受空間への異物の浸入量を調査する異物浸入試験を行った。接触高さ位置δ3は、肩部側溝壁10cの上端位置よりも半径方向に低い-0.1mm、-0.05mm(実施例)と、肩部側溝壁10cの上端位置と同じかこれよりも高い0.0mm、0.05mm、0.1mm(比較例)とに変化させた。異物の浸入量は、試験前後の軸受の質量増加量Wを測定することにより求めた。試験条件は以下の通りである。
・軸受回転速度: 2000rpm
・試験時間: 3時間
 図88に前記異物浸入試験の結果を示す。白丸は実施例を表し、黒丸は比較例を表す。試験結果から、先端部Lmcの接触高さ位置δ3を、肩部側溝壁10cの上端位置と同じかこれよりも高くした各比較例のものでは、軸受の質量増加量Wが顕著であるのに対して、接触高さ位置δが肩部側溝壁10cの上端位置よりも低くした各実施例のものは、軸受の質量増加量Wが顕著に認められず、異物がほとんど浸入していない。したがって、シールリップ6aの先端部Lmcの接触高さ位置δ3を、内輪2の肩部側溝壁10cの上端位置よりも低くすることにより、先端部Lmcを安定して軌道側溝壁10bに接触させ、異物の浸入を防止して十分なシール性を確保できることが確認された。
 以上説明した第23実施形態のアンギュラ玉軸受1によれば、冠形状の保持器5に凹み部16を設け、玉4に付着しているグリースを保持器5の内径面5dで掻き取る量を減少させ得る。これにより、内輪2の外径部2Dへのグリース付着を防止し得る。よって、内輪2のシール溝10へのグリース付着防止を図り得る。シール溝10の形状を設計変更する必要がなく、スリンガ等を設けるスペースを確保する必要もない。したがって、部品点数を上記特許文献に記載のもの等より少なくし製造コストの低減を図れる。さらにシール部材6において、シールリップ6aの先端部Lmcを、シール溝10の軌道側溝壁10bと対向する肩部側溝壁10cの上端位置よりも低い接触位置で、軌道側溝壁10bに接触させ得る。これにより、飛散する泥水が直接シールリップ6aの先端部Lmcに当たらない。それ故、シールリップ6aの先端を軌道側溝壁10bと安定して接触させ、シール部材6のシール性を十分に確保し得る。
 図84の左側の内輪外径面を成すカウンターボア部は、同図右側の外径部2Dよりも小径に形成されているので、外輪3および玉4に対し、内輪2をこの左側の内輪外径面から容易に組み込むことができる。さらに、ポケット背面側における保持器5,5Cの内径面5dと、内輪外径面との距離を長くし得る。この場合、保持器5のグリース掻き取り抑制手段としての凹み部16により、玉4に付着しているグリースを保持器5の内径面5dで掻き取る量が減少する相乗効果により、左側の内輪外径面へのグリース付着防止を図り得る。右側のシール部材6により、軸受内のグリース漏れ防止を図り且つ耐泥水性を得ることができる。
 図89に示す第24実施形態の単列アンギュラ玉軸受においては、内輪2のポケット背面側つまり左側にシール溝10が形成され、シール部材6は左端にのみ設けられる。左側のシール溝10に対応して外輪内径面の左側端に係止溝9が形成されている。また、図89の右側の内輪外径面を成すカウンターボア部は、同図左側の外径部2Dよりも小径に形成されている。この図89の構成によれば、軌道面2a等から同図左側に押し出されるグリースについて、グリース掻き取り抑制手段により、玉4付着のグリースを保持器5の内径面5dで掻き取る量が減少する。これにより、内輪2の外径部2Dへのグリース付着を防止でき、シール溝10へのグリース流動を防止し得る。外径部2Dにグリースが多少付着した場合であっても、左側のシール部材6により軸受内のグリースが漏れることもない。左側のシール部材6により、軸受外部からの異物の浸入を最小限にとどめる。
 図90の第25実施形態の単列アンギュラ玉軸受のように、内外輪両側にシール部材6,6が設けられていても良い。軌道面2a等から同図右側に押し出されるグリースは、右側のシール部材6によりグリース漏れを防止し得る。軌道面2a等から同図左側に押し出されるグリースについて、保持器5のグリース掻き取り抑制手段により、玉4に付着しているグリースを内径面5dで掻き取る量が減少する。それ故、内輪2の左側のシール溝10へのグリース流動を防止し得る。
 図91(A)は第26実施形態の密閉型の複列アンギュラ玉軸受であり、この複列アンギュラ玉軸受は、内輪2と外輪3と複数の玉4と保持器5,5とシール部材6,6とを有する。この複列アンギュラ玉軸受の接触角α1,α2は、図91(A)の一点鎖線で示すように断面略「ハ」字形状となっている。軌道面2a,3a間に複列の玉4を介在させ、各列の保持器5が各列における複数の玉4を保持している。各列の保持器5のポケット開放側を軸方向内方に向け、ポケット背面側がシール部材6にやや離隔して対向する。換言すれば、2個の保持器5,5のポケット面が向かい合うように配置される。軸受空間にはグリースが封入される。
 この複列アンギュラ玉軸受では、前記シール部材6と前記保持器5とを用いることで、低トルク、耐グリース漏洩、耐泥水性、および省スペースを同時にかつ低コストで達成している。図91(A),(B)に示すように、内輪2における、複列の軌道面2a,2aの両側方に周方向のシール溝10,10が形成され、各シール溝10に向かい合う外輪3の内周面に係止溝9,9が形成される。この係止溝8にシール部材6の外周縁部6cが圧入固定される。シール溝10は、内輪2の軌道面側の底面10aと、内側壁10bと、肩部2b側の外側壁10cとから形成される。外側壁10cが軸方向外向きに傾斜し、肩部2bの外周面と連続して形成される。
 この第26実施形態の複列アンギュラ玉軸受によれば、冠形状の各保持器5に、グリース掻き取り抑制手段としての凹み部16を設け、2個の保持器5,5のポケット面が向かうように配置されるため、保持器背面側からのグリース漏洩を抑制する。これにより、内輪2の外径部2Dへのグリース付着を防止し得る。よって、内輪2のシール溝10へのグリース付着防止を図り、シール溝10の形状を設計変更する必要がなく、スリンガ等を設けるスペースも必要ない。したがって、部品点数を上記特許文献に記載のもの等より少なくし製造コストの低減を図れる。
 さらにシール部材6において、シールリップ6aの先端部Lmcを、シール溝10の軌道側溝壁10bと対向する肩部側溝壁10cの上端位置よりも低い接触位置で、軌道側溝壁10bに接触させることが可能となる。これにより、飛散する泥水が直接シールリップ6aの先端部Lmcに当たらないようにし得る。それ故、泥水等が飛散する環境で使用しても、シールリップ6aの先端をシール溝10の軌道側溝壁10bと安定して接触させ、シール部材6のシール性を十分に確保できる。
 複列アンギュラ玉軸受において、前述の保持器形状により、グリースが内輪外径部2Dに付着するのを抑制し、保持器背面側つまり反ポケット側からのグリース漏洩を抑制し得る。さらに、上記シール部材6を用いることにより、軸受内のグリース漏れ防止を図り且つ耐泥水性を得ることができる。それ故、リップ等の緊迫力を強くする必要がないため、低トルク化を図ることができる。
 図84から図91で述べた各実施形態について好ましい態様をまとめると、次の通りである。
 この態様の基本構成となる玉軸受は、本発明の玉軸受保持器を備え、内外輪間に介在する複数の玉が保持器に保持され、これら内輪および外輪間の軸受空間を塞ぐシール部材を前記外輪または内輪に設けた玉軸受であって、前記シール部材のうちの一方の周縁部が一方の軌道の端に形成したシール溝に摺接し、他方の周縁部が他方の軌道の端に固定され、
 前記シール溝に摺接するシール部材の周縁をシールリップとすると共に、このシールリップの内面に突起を設け、前記突起は、前記シール部材で仕切られる軸受内部と軸受外部とに圧力差が生じて前記シールリップが内側に押し込まれたとき、前記シール溝の内側面にこの突起が接触し、この突起の接触により、その接触付近のシールリップを部分的に弾性変形させて、前記軸受内部と軸受外部とを連通する空気通路が形成される状態と、前記圧力差が生じないとき前記シール溝の内側面にこの突起が非接触となる状態とにわたって変位可能に構成している。
態様E1)
 上記基本構成の玉軸受は、複列アンギュラ玉軸受であって、2個の保持器のポケット面が向かい合うように配置されている。
 この構成によると、上記シール部材の内周部に、主リップと、ラビリンスリップとを設け、主リップにシール溝に対向する内周面を設け、ラビリンスリップの内周に傾斜面を形成したことで、主リップの先端を、前記シール溝の軌道側溝壁と対向する肩部側溝壁の上端位置よりも低い接触位置で同シール溝の軌道側溝壁に接触させ得る。
 複列アンギュラ玉軸受において、前述の保持器形状により、グリースが内輪外径部に付着するのを抑制し、保持器背面側つまり反ポケット側からのグリース漏洩を抑制し得る。さらに、上記シール部材を用いることにより、軸受内のグリース漏れ防止を図り且つ耐泥水性を得る。
態様E2)
 上記基本構成において、前記ラビリンスリップの傾斜面の傾斜角度が、前記肩部の外周面に対して10度以上40度以下に設定されても良い。この傾斜角度を設定すると、シール溝に溜まった泥水が、シール部材の回転による遠心力によってラビリンスリップの傾斜面に沿って軸方向外向きに移動し、軸受外部に容易に排出され易い。
 前記ラビリンスリップの傾斜面の傾斜角度が10°未満となると、シール部材の回転によって泥水に作用する遠心力が小さくなるため、泥水が十分に排出されない。傾斜角度が40°を超えると、肩部およびシール溝の肩部側溝壁と、ラビリンスリップの傾斜面との隙間が広くなり、ラビリンスシールのシール性が低下するからである。
態様E3)
 上記基本構成において、前記ラビリンスリップの傾斜面は、その軸方向内端部に前記シール溝の肩部側溝壁に向かって突き出す段差部が設けられ、この段差部を経て前記主リップの内周面に連続して設けられても良い。段差部がシール溝の肩部側溝壁に向かって突き出しているので、ラビリンスリップにより形成されるラビリンスシールに狭窄部分が形成され、このラビリンスシールによるシール性が確保される。
態様E4)
 上記基本構成において、前記シール部材が、弾性体を芯金で補強したものとすることができる。この場合、シール部材の剛性を高めて、シールリップの先端を、不所望に弾性変形させることなくシール溝の内側壁に安定して接触させ得る。
態様E5)
 上記基本構成において、前記シール部材の弾性体が、水素添加ニトリルゴムまたは耐エステルアクリルゴムであっても良い。この水素添加ニトリルゴムは、シール部材として一般的に用いられるニトリルゴムと比較して耐熱性に優れ、耐薬品性にも問題がないため、シール部材の弾性体として水素添加ニトリルゴムを採用した場合、安定した性状を維持し、より高温使用できる。
 耐エステルアクリルゴムは、水素添加ニトリルゴムと同様にニトリルゴムと比較して耐熱性に優れ、アクリルゴムのエステル油やエアコンのコンプレッサーオイル等の薬品に対する耐薬品性を向上させたものである。このため、シール部材の弾性体として耐エステルアクリルゴムを採用した場合、安定した性状を維持し、より高温で使用できる。
 この発明の第27実施形態を図92および図93と共に説明する。第27実施形態は、本発明の玉軸受保持器をロータリエンコーダ付きモータ用軸受に適用したものである。この実施形態に係るロータリエンコーダ付きモータ用軸受は、ロータリエンコーダ付きモータの回転軸に用いられる。この軸受1は、内輪2と外輪3の軌道面2a,3aの間に、複数の玉4を介在させ、これら玉4を保持する保持器5を設け、一方の側面に軸受空間を密封する非接触形のシール部材6を設け、他方の側面にロータリエンコーダREを設けたものである。この場合、軸受はシール付きの深溝玉軸受とされている。玉4は例えば鋼球からなる。
 前記シール部材6は、環状の芯金7とこの芯金7に一体に固着されるゴム状部材8とで構成され、外輪3の内周面に形成されたシール取付溝9に外周部が嵌合状態に固定される。ゴム状部材8は合成ゴムからなり、芯金7は鋼板製とされる。内輪2は各シール部材6の内径部に対応する位置に、円周溝からなるシール溝10が形成され、シール部材6の内径側端と内輪2のシール溝10との間にラビリンスシール隙間δ2が形成される。シール取付溝9およびシール溝10は旋削仕上げとされている。
 図93に拡大して示すように、シール溝10は、底面10aが円筒面状の平坦面に形成され、シール溝内側壁10bおよびシール溝外側壁10cは、いずれも傾斜面とされている。内輪2のシール溝10よりも軸受内側の肩部外周面2cは、シール溝10の軸受内側の肩部外周面よりも低く、つまり小径に形成されている。シール部材6のゴム状部材8は、芯金7の内周端から内径側へ延びる芯金無しゴム部分8aを有し、この芯金無しゴム部分8aに、外側の側面が環状溝8aaとなる断面形状のくびれ部8abが設けられている。このくびれ部8abを形成する環状溝8aaの外径側の溝側壁面8acは、テーパ状とされている。
 芯金無しゴム部分8aの内径部は、内径側および軸受外側へそれぞれ延びるセンターリップ8adおよびダストリップ8aeの2枚のシールリップに形成されている。ダストリップ8aeは、センターリップ8adを基端として軸受外側へ延びている。センターリップ8adは、軸受内側へ延びてシール溝内側壁10bと非接触の状態を保っている。このように、センターリップ8adを軸受内側に延ばすことにより、芯金無しゴム部分8aの重心の軸方向位置を、くびれ部8abの断面の中心、詳しくはくびれ部8abの溝底部分の断面の中心よりも軸受内側に偏らせている。
 シール部材6の内径端側と内輪2の外径面との間で形成されるラビリンスシール隙間δ2には、芯金無しゴム部分8aの内径部に形成される両リップ8ad,8aeの形状により、隙間寸法の狭まり部δ2a~δ2cが、内外方向に並んで複数箇所に形成されている。具体的には、ダストリップ8aeと内輪2の外径面との間に第1の狭まり部δ2aが形成され、センターリップ8adと内輪2のシール溝外側壁10cとの間に第2の狭まり部δ2bが形成され、センターリップ8adと内輪2のシール溝内側壁10bとの間に第3の狭まり部δ2cが形成されている。最外部の狭まり部δ2aは他の狭まり部δ2b,δ2cより狭くされている。これにより、ラビリンスシール隙間δ2には、狭い箇所,広い箇所を1組の広狭変化部として、3つの広狭変化部が形成されている。
 シール部材6の内側の側面には、径方向に並ぶ2箇所に、それぞれ環状溝からなるグリース溜まり6A,6Bが設けられている。これら両グリース溜まり部6A,6Bのうち、外径側のグリース溜まり6Aの外径寸法は、外輪3の内径寸法よりも小さくされている。シール部材6の内径側端の断面形状を、シール部材内径端と内輪2の外径面との間で形成されるラビリンスシール隙間δ2に、隙間寸法の狭まり部δ2a~δ2cが、内外方向に並んで形成される形状としているので、ラビリンスシール隙間δ2に、狭い箇所,広い箇所を1組の広狭変化部として、複数(この実施形態では3つ)の広狭変化部が形成される。このようにラビリンスシール隙間δ2が広狭の変化を繰り返し生じているため、ラビリンスシール隙間δ2からのグリース漏れの防止性が高められる。したがって、グリース漏れによる周辺の汚損が防止される。
 また、シール部材6における芯金無しゴム部分8aの重心の軸方向位置を、くびれ部8abの断面の中心よりも軸受内側に偏らせているので、例えば、外輪回転時にシール部材6の内径部先端が軸受外側へ振れることを抑制できる。そのため、振れによりシール部材6内径端とシール溝10との間の隙間δ2が増減して起きるポンプ効果を低減し、ポンプ効果によるグリース漏れの助長を抑制することができる。
 シール部材6の内側の側面については、それぞれ環状溝からなるグリース溜まり6A,6Bを径方向に並べて設け、その外径側のグリース溜まり6Aの外径寸法を、外輪3の内径寸法よりも小さくしているので、グリース溜まり6A,6B内のグリースを外輪回転時の遠心力により徐々に軌道面3aに供給できる。そのため、グリース溜まり6A,6Bのグリースを軌道面2a,3aの潤滑に寄与させることができる。
 ロータリエンコーダREについて説明する。
 このロータリエンコーダREは、磁気エンコーダECと、センサE4,E5とを有する。これらのうち磁気エンコーダECは、内輪側芯金E1を備えている。前記シール部材6を設けた側と反対側の端部において、内輪2の外径面に環状の内輪側芯金E1を固定している。これら内輪側芯金E1,外輪側芯金E2を径方向に対向状態に固定している。内輪側芯金E1は、環状の内輪側固定部E1aの外端に拡径方向に屈曲したL形断面の内輪側装着部E1bが設けられ、この内輪側装着部E1bの外径面に磁気エンコーダ本体が固着される。この磁気エンコーダ本体は、全周にわたり一定幅の異極の磁極を周方向に一定ピッチで交互に着磁配列したものである。
 外輪3の内径面には、環状の外輪側芯金E2を固定している。
 前記外輪側芯金E2は、環状の外輪側固定部E2aの外端にL形断面の外輪側装着部E2bを設けたものであり、この外輪側装着部E2bは内輪側装着部E1bよりアキシアル方向に長く突き出している。また、前記外輪側固定部E2aの内径面に、内輪側固定部E1aに向け突き出したシール部E2cが全周に形成される。外輪側芯金E2において、L形断面の外輪側装着部E2bの内面にセンサホルダHdが装着され、このセンサホルダHdの一部に電気回路基板E3等が一体に固着される。センサホルダHdの小径側の部分に、電気回路基板E3が周方向に所要の範囲にわたり埋め込まれる。この電気回路基板E3内面には、周方向に一定の間隔をおいてホールIC等からなるA相センサE4と、B相センサE5が内向きに突出して設けられる。各センサE4、E5がセンサホルダHdの大径の内径面に露出し、前記磁気エンコーダECの磁極と対面する。
 この実施形態にかかるロータリエンコーダ付きモータ用軸受では、本発明のすべての実施形態に係る保持器5を選択して用いることができる。これにより、内輪外径部へのグリース付着を防止し、それ故、ロータリエンコーダREのセンサE4、E5または内輪2のシール溝10へのグリースの流動を防止でき、よってロータリエンコーダ付きモータ用軸受からのグリース漏れを防止できる。
 また、前記保持器5により、グリース漏洩を防ぐことができるため、内輪2のシール溝10等の形状を設計変更する必要がなく、また軸受の軸方向に、例えばスリンガー等を設ける必要もない。したがって、部品点数を増やす必要がなく、省スペース化を実現し得る。したがって、ロータリエンコーダREのセンサE4,E5等に、グリースが付着することを防止し、回転状態を正確に検知することが可能となる。また、グリース漏れを防止できるので、非接触シールからなるシール部材6を適用することができるため、低トルク化も図れる。この非接触シールからなるシール部材6を適用した場合であっても、この構成の保持器により耐ダスト性を高めることが可能となる。
 本発明の前提となる構成要素である「ポケットの内面に形成される、保持器内径側のポケット開口縁から保持器外径側へ延びる凹み部」を備えない応用例として次のものがある。
 第1応用例の玉軸受用保持器は、環状体の一側面に一部が開放されて内部に玉を保持するポケットを、前記環状体の円周方向複数箇所に有し、前記各ポケットの開放側に、円周方向に対面する一対の爪が軸方向に突出して設けられた冠形状の玉軸受用保持器において、前記各ポケットの一対の爪の保持器内径側の先端間の間隔よりも、保持器外径側の先端間の間隔を狭くしている。
 第1応用例によると、各ポケットの一対の爪の保持器内径側の先端間の間隔よりも、保持器外径側の先端間の間隔を狭くしたことにより、玉に付着したグリースを、外輪側から内輪の外径部に近付けず、内輪側からのグリースも、内輪の外径部から離れた爪の保持器外径側で掻き取ることができ、結果として玉軸受からのグリース漏れを防止できる。
 第2応用例の玉軸受用保持器は、環状体の一側面に一部が開放されて内部に玉を保持するポケットを、前記環状体の円周方向複数箇所に有し、前記各ポケットの開放側に、円周方向に対面する一対の爪が軸方向に突出して設けられた冠形状の玉軸受用保持器において、前記各ポケットの一対の爪の保持器内径側の先端間を開放し、保持器外径側の先端間を連結したことを特徴とする。
 第2応用例によると、各ポケットの一対の爪の保持器内径側の先端間を開放し、保持器外径側の先端間を連結したことにより、玉に付着したグリースを、外輪側から内輪の外径部に近付けず、内輪側からのグリースも、内輪の外径部から離れた爪の保持器外径側で掻き取ることができ、結果として玉軸受からのグリース漏れを防止できる。
 以上のとおり、図面を参照しながら好適な実施形態を説明したが、当業者であれば、本件明細書をみて、自明な範囲内で種々の変更および修正を容易に想定するであろう。したがって、そのような変更および修正は、添付クレームから定まるこの発明の範囲内のものと解釈される。

Claims (21)

  1.  環状体の一側面に一部が開放されて内部に玉を保持するポケットを、前記環状体の円周方向複数箇所に有する冠形状の玉軸受用保持器において、前記各ポケットの内面に、保持器内径側のポケット開口縁から保持器外径側へ延びる凹み部が設けられている玉軸受用保持器。
  2.  請求項1において、前記ポケットの凹み部の軸方向位置が、保持器を軸受に組み込んだ状態で、内輪の軌道面の肩部と略一致する位置である玉軸受用保持器。
  3.  請求項1において、前記凹み部が、前記ポケットの開口縁における保持器円周方向の中心の両側に位置して複数箇所に設けられ、各凹み部の内面形状が、保持器の半径方向の直線を中心とする各仮想円筒の表面に略沿う円筒面状の形状であり、この凹み部は、保持器内径側の開口縁から玉配列ピッチ円の付近まで延びていて、保持器内径縁から玉配列ピッチ円に近づくに従って徐々に浅くかつ幅狭となる形状である玉軸受用保持器。
  4.  請求項1において、前記凹み部が、前記ポケットの開口縁における保持器円周方向の中心の両側に位置して2箇所に設けられて、保持器外径縁付近まで延び、これら2箇所の凹み部の内面形状が、一つの仮想リングの表面に略沿った形状であり、前記仮想リングは、ポケット内に収まるリング外径で、任意周方向位置の断面形状が円形であり、リング中心が保持器中心軸に対して傾きを持つ玉軸受用保持器。
  5.  請求項1において、前記凹み部が、前記ポケットの開口縁における保持器円周方向の中心から両側に広がって1箇所に設けられ、ポケットの保持器円周方向の幅の半分よりも大きな幅を有し、前記凹み部の内面形状が、保持器の半径方向の直線を中心とする仮想円筒の表面に略沿う円筒面状の形状であり、この凹み部は、保持器内径側の開口縁から玉配列ピッチ円の付近まで延びていて、保持器内径縁から玉配列ピッチ円に近づくに従って徐々に浅くかつ幅狭となる形状である玉軸受用保持器。
  6.  請求項1において、前記ポケットの内面が凹球面状であり、隣合うポケット間の連結部の保持器円周方向の中央位置での断面における保持器内径面上のポケット開放側とは反対側の端点の軸方向位置が、内輪の軌道面の肩部よりもその軌道面の中央側の位置である玉軸受用保持器。
  7.  請求項1において、ポケットの保持器周方向の中央におけるポケット底壁部分を、肉厚が内径側よりも外径側が厚くなる断面形状とした玉軸受用保持器。
  8.  請求項1において、前記各ポケットの開放側に、円周方向に対面する一対の爪が軸方向に突出して設けられている玉軸受用保持器。
  9.  請求項8において、前記各ポケットの一対の爪の保持器内径側の先端間の間隔よりも、保持器外径側の先端間の間隔が狭くなっている玉軸受用保持器。
  10.  請求項8において、前記各ポケットの一対の爪の保持器内径側の先端間が開放され、保持器外径側の先端間が連結されている玉軸受用保持器。
  11.  請求項10において、ポケットにおける保持器円周方向の中心を通る保持器半径方向の直線に投影した前記爪の全幅をIt としたとき、前記直線に投影した前記爪における保持外径側の爪部の幅Ie が2/3It 以下となるように、保持器外径側の前記爪部の幅を設定した玉軸受用保持器。
  12.  請求項8において、前記爪の保持器円周方向に沿う断面でのポケット中心相当位置から保持器内径側の爪先端および保持器外径側の爪先端の保持器円周方向に対する角度を、保持器外径側の爪先端の角度が保持器内径側の爪先端の角度の1.5倍以上となるように設定した玉軸受用保持器。
  13.  請求項1の玉軸受用保持器を組み込んだ玉軸受。
  14.  請求項13において、内外輪間に介在する複数の玉が保持器に保持され、これら内輪および外輪間の軸受空間にグリース組成物を封入し、前記外輪または内輪に設けたシール部材で前記軸受空間を塞ぐ玉軸受であって、
     前記軸受空間にはグリース組成物が封入され、このグリース組成物は、基油と、増ちょう剤とからなるベースグリースに添加剤を配合してなり、この添加剤は、アルミニウム粉末およびアルミニウム化合物から選ばれた少なくとも一つのアルミニウム系添加剤を含有し、このアルミニウム系添加剤の配合割合はベースグリース100重量部に対して0.05重量部以上10重量部以下である玉軸受。
  15.  請求項14において、前記アルミニウム化合物は、炭酸アルミニウムまたは硝酸アルミニウムから選ばれた少なくとも一つの化合物である転がり軸受。
  16.  請求項13において、ロータリエンコーダ付きモータの回転軸を支持する玉軸受であって、内外輪間に介在する複数の玉を保持器により保持し、前記外輪または内輪に取付けられこの軸受空間を密封するシールを有するロータリエンコーダ付きモータ用軸受。
  17.  請求項13において、内外輪間に介在する複数の玉が保持器に保持され、これら内輪および外輪間の軸受空間を塞ぐシール部材を外輪に設けた玉軸受であって、
     前記内輪の外径面にシール溝を周方向に形成し、前記シール溝に対向した外輪内径面に前記シール部材の外周縁を固定し、そのシール部材の内周部に主リップと副リップとを設け、前記主リップを前記シール溝に接触させて接触シールを形成するとともに、副リップを前記シール溝又はその近辺に接近させてラビリンスシールを形成してなり、
     前記シール部材の内輪外径面の高さ近辺の位置に分岐部を設け、その分岐部から内径方向に突き出した部分により前記の主リップを形成し、その主リップの先端部を前記シール溝の外側溝壁に接触させて前記の接触シールを形成し、前記分岐部から軸方向内向きに突き出した部分により前記の副リップを形成し、その副リップの先端部とシール溝の内側溝壁との間で前記のラビリンスシールを形成している玉軸受。
  18.  請求項13において、内外輪間に介在する複数の玉が保持器に保持され、これら内輪および外輪間の軸受空間を塞ぐシール部材を前記外輪または内輪に設けた玉軸受であって、
     前記シール部材のうちの一方の周縁部が一方の軌道の端に形成したシール溝に摺接し、他方の周縁部が他方の軌道の端に固定され、
     前記シール溝に摺接するシール部材の周縁をシールリップとすると共に、このシールリップの内面に突起を設け、前記突起は、前記シール部材で仕切られる軸受内部と軸受外部とに圧力差が生じて前記シールリップが内側に押し込まれたとき、前記シール溝の内側面にこの突起が接触し、この突起の接触により、その接触付近のシールリップを部分的に弾性変形させて、前記軸受内部と軸受外部とを連通する空気通路が形成される状態と、前記圧力差が生じないとき前記シール溝の内側面にこの突起が非接触となる状態とにわたって変位可能に構成している玉軸受。
  19.  請求項13において、内外輪間に介在する複数の玉が保持器に保持され、これら内輪および外輪間の軸受空間を塞ぐシール部材を外輪に設けた玉軸受であって、
     前記内輪の軌道の側方に形成されたシール溝と、前記内輪の端部との間に肩部を形成し、前記シール溝に対向する前記外輪の内周面に前記シール部材を装着し、このシール部材の内周部に、前記シール溝の軌道側溝壁に接触する主リップと、前記肩部の上方に突き出すラビリンスリップとを設け、
     前記シール部材の内周側先端部に、前記主リップとラビリンスリップとを設け、前記主リップに前記シール溝に対向する内周面を設けると共に、前記ラビリンスリップの内周に、このラビリンスリップの先端に向かって除々に拡径する傾斜面を形成している玉軸受。
  20.  請求項8に記載の玉軸受用保持器を製造する製造方法であって、前記爪における保持器外径側の爪部の、少なくとも保持器内径側の爪部よりも突出する爪先端部分を有する爪部品を保持器本体と別体に形成し、玉軸受の内外輪および玉に前記保持器本体を組み込んだ後に、前記爪部品を前記保持器本体に接着、溶着、または嵌合する玉軸受用保持器の製造方法。
  21.  請求項8に記載の玉軸受用保持器を製造する製造方法であって、前記爪における保持器外径側の爪部の保持器内径側の爪部よりも突出する爪先端部分を、完成時よりもポケット中心から離反する開放姿勢とした保持器半製品を製作し、玉軸受の内外輪および玉に前記保持器半製品を組み込んだ後に、前記爪先端部分を玉の表面に沿う閉鎖姿勢に熱変形もしくは二次加工する玉軸受用保持器の製造方法。
PCT/JP2009/001236 2008-03-21 2009-03-19 玉軸受用保持器およびこれを備えた玉軸受とその製造方法 WO2009116295A1 (ja)

Priority Applications (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
CN200980109965.1A CN101978181B (zh) 2008-03-21 2009-03-19 滚珠轴承用保持器和具有它的滚珠轴承及其制造方法
US12/736,188 US20110002568A1 (en) 2008-03-21 2009-03-19 Cage for ball bearing, ball bearing with the cage and method of manufacturing the cage
EP09723156.7A EP2267324B1 (en) 2008-03-21 2009-03-19 Comb-shaped cage for a ball bearing, ball bearing with the cage and method of manufacturing the cage

Applications Claiming Priority (16)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2008072930 2008-03-21
JP2008-072930 2008-03-21
JP2008074964A JP5500778B2 (ja) 2008-03-24 2008-03-24 玉軸受用保持器
JP2008-074964 2008-03-24
JP2008181163A JP2010019358A (ja) 2008-07-11 2008-07-11 転がり軸受
JP2008-181163 2008-07-11
JP2008181164A JP2010019359A (ja) 2008-07-11 2008-07-11 ロータリエンコーダ付きモータ用軸受
JP2008-181164 2008-07-11
JP2008212746A JP2010048328A (ja) 2008-08-21 2008-08-21 アンギュラ玉軸受、複列アンギュラ玉軸受および転がり軸受
JP2008-212745 2008-08-21
JP2008-212746 2008-08-21
JP2008212744A JP2010048326A (ja) 2008-08-21 2008-08-21 アンギュラ玉軸受、複列アンギュラ玉軸受および転がり軸受
JP2008-212744 2008-08-21
JP2008212745A JP2010048327A (ja) 2008-08-21 2008-08-21 アンギュラ玉軸受、複列アンギュラ玉軸受および転がり軸受
JP2009-037447 2009-02-20
JP2009037447A JP5500837B2 (ja) 2008-03-21 2009-02-20 玉軸受用保持器および玉軸受

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2009116295A1 true WO2009116295A1 (ja) 2009-09-24

Family

ID=43234241

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2009/001236 WO2009116295A1 (ja) 2008-03-21 2009-03-19 玉軸受用保持器およびこれを備えた玉軸受とその製造方法

Country Status (4)

Country Link
US (1) US20110002568A1 (ja)
EP (1) EP2267324B1 (ja)
CN (1) CN101978181B (ja)
WO (1) WO2009116295A1 (ja)

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2020070814A (ja) * 2018-10-29 2020-05-07 Ntn株式会社 玉軸受

Families Citing this family (18)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE112008000271B4 (de) * 2007-01-30 2021-06-17 Ntn Corp. Kugellagerkäfig
US9013489B2 (en) * 2011-06-06 2015-04-21 Microsoft Technology Licensing, Llc Generation of avatar reflecting player appearance
US8979383B2 (en) * 2011-10-10 2015-03-17 General Electric Company Dynamically-lubricated bearing and method of dynamically lubricating a bearing
JP6211260B2 (ja) * 2012-11-16 2017-10-11 Ntn株式会社 冠形保持器および玉軸受
JP6199120B2 (ja) * 2013-09-03 2017-09-20 Nok株式会社 ダストシール
TWI550200B (zh) * 2014-12-18 2016-09-21 Nsk Ltd Bevel ball bearing
JP6582566B2 (ja) 2015-06-03 2019-10-02 株式会社ジェイテクト 転がり軸受
WO2017083422A1 (en) * 2015-11-09 2017-05-18 Momeni Ali Sensor system for collecting gestural data in two-dimensional animation
JP6957836B2 (ja) 2016-01-26 2021-11-02 株式会社ジェイテクト 転がり軸受
JP6874455B2 (ja) * 2017-03-22 2021-05-19 株式会社ジェイテクト 転がり軸受
JP6946697B2 (ja) 2017-03-31 2021-10-06 株式会社ジェイテクト 転がり軸受
DE102017209672A1 (de) * 2017-06-08 2018-12-13 Aktiebolaget Skf Turbolader insbesondere für eine Verbrennungsmaschine
JP6950430B2 (ja) 2017-10-04 2021-10-13 株式会社ジェイテクト 玉軸受
CN112867874B (zh) * 2018-10-15 2023-01-10 日本精工株式会社 角接触球轴承
DE102019103400A1 (de) * 2019-02-12 2020-08-13 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Optikmodul mit einer Lagereinrichtung für eine Detektionsvorrichtung sowie Detektionsvorrichtung mit dem Optikmodul
CN112240347A (zh) * 2019-07-17 2021-01-19 斯凯孚公司 轴承保持架及其应用
CN110894601B (zh) * 2019-12-25 2023-08-15 瓦房店轴承集团国家轴承工程技术研究中心有限公司 圆锥轴承外圈避免滚道磷化的装置
US11078959B1 (en) * 2020-06-10 2021-08-03 Schaeffler Technologies AG & Co. KG High speed bearing with single piece wide plastic cage

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5559813U (ja) * 1978-10-20 1980-04-23
JP2000046058A (ja) * 1998-07-24 2000-02-15 Minebea Co Ltd 転がり軸受用保持器
JP2004197942A (ja) * 2002-12-17 2004-07-15 Robert Bosch Gmbh 転がり軸受用の保持器
JP2008008411A (ja) * 2006-06-29 2008-01-17 Jtekt Corp 冠型保持器、及び該冠型保持器を用いた転がり軸受

Family Cites Families (43)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US1303712A (en) * 1919-05-13 Ball-beabino
US234181A (en) * 1880-11-09 Half to max adlee
US1658A (en) * 1840-06-27 Improvement in percussion and reaction water-wheels
US141671A (en) * 1873-08-12 Improvement in gimlet-handles
GB263425A (en) * 1926-08-04 1926-12-30 Gustavo Vincon Improvements in or relating to ball bearing cages
US4277116A (en) * 1979-10-17 1981-07-07 Cummins Engine Company, Inc. Bearing construction and retainer therefor
GB2156912B (en) * 1984-04-04 1987-09-03 Skf Svenska Kullagerfab Ab Cage for bearings
IT8454107V0 (it) * 1984-12-04 1984-12-04 Riv Officine Di Villar Perosa Gabbia distanziatrice per le sfere di un cuscinetto a sfere
US4938613A (en) * 1989-07-24 1990-07-03 General Motors Corporation Moldable plastic bearing ball retainer
DE9015349U1 (ja) * 1990-11-08 1991-01-17 Ina Waelzlager Schaeffler Kg, 8522 Herzogenaurach, De
JPH07217659A (ja) * 1994-02-04 1995-08-15 Koyo Seiko Co Ltd 転がり軸受用保持器
JP3035766B2 (ja) * 1994-02-18 2000-04-24 光洋精工株式会社 玉軸受用保持器および玉軸受
JP3740219B2 (ja) * 1996-07-05 2006-02-01 光洋精工株式会社 転がり軸受の密封装置
JP3564254B2 (ja) * 1997-01-27 2004-09-08 光洋精工株式会社 玉軸受用プラスチック製冠型保持器
JPH1113769A (ja) * 1997-06-20 1999-01-22 Nippon Seiko Kk ハードディスクドライブ用転がり軸受
JP4006836B2 (ja) * 1997-08-18 2007-11-14 日本精工株式会社 玉軸受
NL1008649C2 (nl) * 1998-03-20 1999-09-21 Skf Eng & Res Centre Bv Kooi voor een kogellager.
JP2000074070A (ja) * 1998-08-31 2000-03-07 Ntn Corp ディスク記憶装置の回転軸支持用転がり軸受
JP2001027248A (ja) * 1999-07-14 2001-01-30 Minebea Co Ltd 転がり軸受用保持器
FR2796680B1 (fr) * 1999-07-23 2001-09-14 Skf France Dispositif de cage pour roulement a billes et roulement associe
US6719459B1 (en) * 1999-10-18 2004-04-13 Nsk Ltd. Ball bearing
FR2806136B1 (fr) * 2000-03-10 2002-06-07 Roulements Soc Nouvelle Cage pour roulement a billes
JP2002147463A (ja) * 2000-11-13 2002-05-22 Nsk Ltd 冠型保持器
FR2821651B1 (fr) * 2001-03-01 2004-05-14 Roulements Soc Nouvelle Cage a reserve de substance lubrifiante
JP2003004055A (ja) * 2001-06-22 2003-01-08 Toyo Seal Kogyo Kk 外輪回転用の芯金入りシールリングおよびそれを用いた密封型転がり軸受
JP2003139142A (ja) * 2001-11-05 2003-05-14 Nsk Ltd ころ軸受
JP4082032B2 (ja) * 2002-01-21 2008-04-30 株式会社ジェイテクト 玉軸受用保持器及び玉軸受
JP4055938B2 (ja) * 2002-04-18 2008-03-05 ミネベア株式会社 ラジアルボールベアリングのリテーナ
JP2003336650A (ja) * 2002-05-17 2003-11-28 Nsk Ltd 玉軸受
JP2004150617A (ja) * 2002-11-01 2004-05-27 Minebea Co Ltd 軸受用保持器
JP4383766B2 (ja) * 2003-04-18 2009-12-16 Ntn株式会社 アンギュラ玉軸受用の合成樹脂製保持器およびアンギュラ玉軸受
JP2005076747A (ja) * 2003-08-29 2005-03-24 Ntn Corp 回転センサ付き軸受
CN2931914Y (zh) * 2004-01-15 2007-08-08 Skf中国有限公司 一种轴承滚珠保持架
JP2006071016A (ja) * 2004-09-02 2006-03-16 Nsk Ltd 玉軸受用保持器
JP2006170313A (ja) * 2004-12-15 2006-06-29 Ntn Corp 転がり軸受のシール構造
JP2007016822A (ja) * 2005-07-05 2007-01-25 Nsk Ltd 密封玉軸受
JP2007051761A (ja) * 2005-07-22 2007-03-01 Ntn Corp 転がり軸受のシール構造
JP2007303636A (ja) * 2006-05-15 2007-11-22 Ntn Corp ロボット用転がり軸受
DE112007000335B4 (de) * 2006-02-16 2016-03-31 Ntn Corporation Schmierfettzusammensetzung, lager, verwendung des lagers, verwendung der schmierfettzusammensetzung
JP4989083B2 (ja) * 2006-02-16 2012-08-01 Ntn株式会社 グリース組成物および該グリース封入軸受
JP5435843B2 (ja) * 2006-03-06 2014-03-05 Ntn株式会社 玉軸受の保持器
JP5048347B2 (ja) * 2006-03-27 2012-10-17 Ntn株式会社 転がり軸受
DE102008059571A1 (de) * 2008-11-28 2010-06-02 Schaeffler Kg Wälzlager, sowie hiermit ausgestattete Laufrolle

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5559813U (ja) * 1978-10-20 1980-04-23
JP2000046058A (ja) * 1998-07-24 2000-02-15 Minebea Co Ltd 転がり軸受用保持器
JP2004197942A (ja) * 2002-12-17 2004-07-15 Robert Bosch Gmbh 転がり軸受用の保持器
JP2008008411A (ja) * 2006-06-29 2008-01-17 Jtekt Corp 冠型保持器、及び該冠型保持器を用いた転がり軸受

Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2020070814A (ja) * 2018-10-29 2020-05-07 Ntn株式会社 玉軸受
WO2020090572A1 (ja) * 2018-10-29 2020-05-07 Ntn株式会社 玉軸受
JP7186061B2 (ja) 2018-10-29 2022-12-08 Ntn株式会社 玉軸受

Also Published As

Publication number Publication date
EP2267324A4 (en) 2014-07-02
EP2267324A1 (en) 2010-12-29
US20110002568A1 (en) 2011-01-06
CN101978181B (zh) 2014-04-09
EP2267324B1 (en) 2021-06-16
CN101978181A (zh) 2011-02-16

Similar Documents

Publication Publication Date Title
WO2009116295A1 (ja) 玉軸受用保持器およびこれを備えた玉軸受とその製造方法
EP2431624B1 (en) Bearing for transmission
EP1719812A1 (en) Grease, rolling bearing, constant velocity joint and rolling parts
US10160929B2 (en) Rotation transmitting apparatus with built-in one-way clutch
JP2006300211A (ja) 一方向クラッチ内蔵型回転伝達装置
JP6534816B2 (ja) 転がり軸受
JP2008069882A (ja) グリース封入密封型転がり軸受
US10914343B2 (en) Ball bearing
JP2008163995A (ja) グリース封入複列アンギュラ軸受
JP2006242246A (ja) 転がり軸受
JP2006275196A (ja) 転がり軸受
JP2010106952A (ja) 転がり軸受、画像形成装置、自動車補機およびモータ
JP2010019358A (ja) 転がり軸受
JP2007056939A (ja) 高速モータ用軸受
JP2008095939A (ja) グリース密封型転がり軸受
JP2008095768A (ja) 転がり軸受
JP5119068B2 (ja) トランスミッション用軸受
JP2007002140A (ja) グリース組成物および転がり軸受
JP2008032116A (ja) グリース密封型転がり軸受
CN117957299A (zh) 润滑剂组合物和滚动轴承
JP2008215430A (ja) グリース封入転がり軸受
CN118139953A (zh) 润滑脂组合物和润滑脂封入轴承
JP2008281074A (ja) 転がり軸受
JP2009174657A (ja) トランスミッション用転がり軸受
JP2008032078A (ja) グリース密封型転がり軸受

Legal Events

Date Code Title Description
WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 200980109965.1

Country of ref document: CN

121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 09723156

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 6542/DELNP/2010

Country of ref document: IN

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 12736188

Country of ref document: US

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 2009723156

Country of ref document: EP