WO2013011704A1 - 車輪用円すいころ軸受 - Google Patents

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神田　裕
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日本精工株式会社
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Definitions

  • the present invention relates to a tapered roller bearing for a wheel, and more particularly to a tapered roller bearing for a wheel that is used for rotating an outer ring such as a dump truck having a heavy vehicle weight, a dump truck for a mine / construction machine, a wheel loader or the like.
  • a tapered roller bearing having a large load capacity and high rigidity is suitably used as a rolling bearing that supports a heavy vehicle wheel rotatably with respect to a suspension device.
  • the outer ring and the housing are usually fixed by being press-fitted with a tightening allowance, and the inner ring and the shaft member are fixed with a slight clearance or a tightening allowance, and relative rotation with each other.
  • a creep phenomenon may occur in which they rotate relative to each other due to a load change accompanying the movement of the rolling elements.
  • a rolling bearing used under outer ring rotational load conditions is a stationary ring when P / C (P: bearing load, C: basic dynamic load rating) is used under heavy load conditions exceeding 0.13. Creeping may occur on the inner ring.
  • the creep phenomenon increases the rolling element load when receiving a heavy load, and the local expansion and contraction on the inner ring raceway surface when the rolling element passes increases. It was found that this is the cause.
  • the inner ring shrinks in the radial direction and expands in the circumferential direction due to the influence of the rolling element load. After the rolling element has passed, the inner ring returns to its original shape. For this reason, every time the rolling element passes, the inner ring repeats expansion and contraction in the circumferential direction, thereby generating a creep phenomenon in which the inner ring rotates with respect to the shaft. When this creep phenomenon occurs, wear occurs on the surface of the shaft, and wear particles on the surface enter the inside of the bearing, causing premature peeling.
  • the present invention has been made in view of the above-described circumstances, and an object thereof is to provide a tapered roller bearing for a wheel that can suppress a creep phenomenon without performing special processing.
  • a tapered roller bearing for a wheel comprising a plurality of tapered rollers provided between the inner ring raceway and the outer ring raceway so as to be freely rollable,
  • the pitch circle diameter at the center of the roller length along the axis of each tapered roller is dm, and the vertical line extending perpendicularly to the axis from the position of the pitch circle diameter intersects the inner ring raceway.
  • the dimension of the inner ring in the radial direction is the inner ring thickness Hi
  • the center diameter of the section of the tapered roller bearing is dh
  • the length of the tapered roller is the tapered roller length L
  • the ratio Hi / Dw between the inner ring wall thickness Hi and the tapered roller diameter Dw is 0.8 ⁇ Hi / Dw ⁇ 1.2
  • the ratio dm / dh between the dm and the center diameter dh of the tapered roller bearing is 1.01 ⁇ dm / dh ⁇ 1.05
  • the ratio L / Dw of the tapered roller length L and the tapered roller diameter Dw is 2.1.
  • the ratio Hi / Dw between the inner ring wall thickness Hi and the tapered roller diameter Dw is 0.4 ⁇ Hi / Dw ⁇ 0.6
  • / Dh is 0.97 ⁇ dm / dh ⁇ 1.01
  • the ratio L / Dw between the tapered roller length L and the tapered roller diameter Dw is 1.0 ⁇ L / Dw ⁇ 2.0
  • the basic static load rating of the tapered roller is increased, and the rigidity of the tapered roller itself is increased, so that deformation of the inner ring is suppressed and creep suppression is achieved.
  • the ratio S / dm between the distance S between adjacent tapered rollers and the pitch circle diameter dm is set to Dw / dm ⁇ S / dm ⁇ 0. Since the number of tapered rollers increases, the load on each tapered roller decreases, the surface pressure of the inner ring raceway surface decreases, and elastic deformation of the inner ring can be suppressed. Further, by bringing the tapered rollers close to each other, the elongation in the circumferential direction of the inner ring raceway surface due to the load of the tapered rollers cancels out, and the creep phenomenon can be suppressed.
  • FIG. 2 is a partial cross-sectional view of the tapered roller bearing of FIG. 1 in the direction perpendicular to the axis.
  • FIG. 1 is a sectional view showing a case where the tapered roller bearing for a wheel of the present invention is applied to a wheel support device
  • FIG. 2 is a sectional view in the axial direction of the tapered roller bearing
  • FIG. It is a fragmentary sectional view of the axis direction of a tapered roller bearing.
  • a pair of tapered roller bearings 1 a and 1 b are disposed between the outer peripheral surface of the shaft member 12 and the inner peripheral surface of the housing 13.
  • a brake drum (not shown) of a brake device and a wheel disk (not shown) of a wheel are attached to the housing 13 by stud bolts 14.
  • the tapered roller bearings 1 a and 1 b include an inner ring 2, an outer ring 3, a plurality of tapered rollers 4, and a cage 5.
  • the inner ring 2 has a tapered inner ring raceway 2a on the outer peripheral surface, a small-diameter side flange 2b and a large-diameter side flange 2c on both sides of the inner ring raceway 2a, and the outer ring 3 is tapered on the inner peripheral surface. It has an outer ring raceway 3a.
  • the plurality of tapered rollers 4 are provided between the inner ring raceway 2a and the outer ring raceway 3a so as to be freely rollable by a cage 5.
  • the contact angle ⁇ of the tapered roller 4 is within the range of a known tapered roller bearing.
  • the tapered roller bearings 1a and 1b have substantially the same shape, and in the present embodiment, different sizes are used, but the same size may be used.
  • Each outer ring 3 is externally fitted to the housing 13, the inner ring 2 of the tapered roller bearing 1b on the inboard side is abutted against the step portion 12a of the shaft member 12, and further, the tapered roller bearing 1a on the outboard side is
  • the inner ring pressing portion 15 provided on the side of the inner ring 2 is tightened with a nut or a bolt. Thereby, each inner ring 2 is pressed in the axial direction in a direction in which the distance between the inner ring raceway 2a and the outer ring raceway 3a is reduced, whereby a preload is applied to each tapered roller 4.
  • the material of the tapered roller 4 carburized steel is usually used, but high carbon chromium bearing steel (SUJ) may be used.
  • a press cage or a pin type cage is usually used, but polyphenylene sulfide resin (PPS resin) or linear polyphenylene sulfide resin (Lw-PPS resin) is used. May be.
  • PPS resin polyphenylene sulfide resin
  • Lw-PPS resin linear polyphenylene sulfide resin
  • the linear polyphenylene sulfide resin a composition comprising 10 to 20% by weight of glass fiber in a linear polyphenylene sulfide resin having a melting point of 310 ° C. and a shear rate of 200 / sec and a high molecular weight of 700 poise or more.
  • a composition comprising: By using such a cage 5, it is possible to withstand long-term use under severe use conditions such as high temperature, high-speed rotation conditions, and high load conditions.
  • the pitch circle diameter at the center of the roller length along the axis x of each tapered roller 4 is dm, and the vertical line extending perpendicularly to the axis x from the position of the pitch circle diameter.
  • the dimension in the radial direction of the inner ring 2 at the point where v intersects the inner ring raceway 2a is the inner ring thickness Hi
  • the cross-sectional center diameter of the tapered roller bearing is dh
  • the length of the tapered roller 4 is the tapered roller length L
  • the tapered roller. 1 ⁇ 2 is the tapered roller diameter Dw and S is the distance between adjacent tapered rollers 4.
  • the pitch circle diameter of the tapered rollers 4 is the diameter of the cylindrical surface formed by connecting the middle points of the roller lengths along the axis x of the plurality of tapered rollers 4 arranged in the inner ring raceway 2a and the outer ring raceway 3a. No matter which tapered roller 4 is used, the pitch circle diameter shows the same value. Further, the cross-sectional center diameter dh of the tapered roller bearing is represented by (D + d) / 2, where d is the inner diameter (inner ring inner diameter) of the tapered roller bearing and D is the outer diameter (outer ring outer diameter).
  • the distance S between the adjacent tapered rollers 4 is a distance on the pitch circle diameter, and when the number of tapered rollers 4 (also called the number of rolling elements) is Z, it is given by the following calculation formula (1).
  • S (360 / Z) ⁇ ( ⁇ / 180) ⁇ dm / 2 (1)
  • the ratio Hi / Dw between the inner ring wall thickness Hi and the tapered roller diameter Dw is 0.8 ⁇ Hi / Dw ⁇ 1.2
  • the ratio dm / dh between the pitch diameter dm and the center diameter dh of the tapered roller bearing is 1.01 ⁇ dm / dh ⁇ 1.05
  • the ratio L between the tapered roller length L and the tapered roller diameter Dw. / Dw is set so as to satisfy all three conditions of 2.1 ⁇ L / Dw ⁇ 3.0.
  • the ratio Hi / Dw between the inner ring wall thickness Hi and the tapered roller diameter Dw is 0.4 ⁇ Hi / Dw ⁇ 0.6, and the ratio dm / the pitch circular diameter dm to the sectional center diameter dh of the tapered roller bearing.
  • a conventional tapered roller bearing in which dh is 0.97 ⁇ dm / dh ⁇ 1.01, and the ratio L / Dw of the tapered roller length L to the tapered roller diameter Dw is 1.0 ⁇ L / Dw ⁇ 2.0.
  • the thickness of the inner ring 2 is increased and the rigidity is increased, so that deformation of the inner ring 2 is suppressed and creep suppression is achieved.
  • the basic static load rating of the tapered roller 4 as compared with the conventional tapered roller bearing in which the ratio of the tapered roller length L and the tapered roller diameter Dw is set to 1.0 ⁇ L / Dw ⁇ 2.0. And the rigidity of the tapered roller 4 itself is increased, so that deformation of the inner ring 2 is suppressed, and creep is suppressed.
  • the ratio S / dm between the distance S between adjacent tapered rollers (see FIG. 3) and the pitch circle diameter dm is Dw / dm ⁇ S / dm ⁇ 0. 11 is set to satisfy.
  • the number of the tapered rollers 4 is increased, the load of each tapered roller 4 is decreased, the surface pressure of the inner ring raceway 2a is reduced, and the elastic deformation of the inner ring 2 can be suppressed. Further, by bringing the tapered rollers 4 close to each other, the elongation in the circumferential direction of the inner ring raceway 2a due to the load of the tapered rollers 4 cancels out, and the creep phenomenon can be suppressed.
  • the cage pillar width may be reduced and the cage 5 may be damaged.
  • the tapered roller diameter Dw is reduced as described above, and the tapered rollers are used. Since the weight of 4 is reduced, the load acting on the retainer column is reduced. Accordingly, the cage pillar width can be made smaller than usual, and the distance between the adjacent tapered rollers 4 can be made smaller than usual.
  • the inner ring thickness Hi is 26.8 mm
  • the tapered roller diameter Dw is 25.6 mm
  • the pitch circle diameter dm is 339 mm
  • the cross-sectional center diameter dh is 330 mm
  • the tapered roller length L is 64 mm
  • the tapered roller The number Z is 38
  • the ratio Hi / Dw between the inner ring wall thickness Hi and the tapered roller diameter Dw is 1.0
  • the ratio dm / dh between the pitch circular diameter dm and the sectional center diameter dh of the tapered roller bearing is 1.03.
  • the ratio L / Dw of the tapered roller length L and the tapered roller diameter Dw is 2.5, and the ratio S / dm of the distance S between adjacent tapered rollers and the pitch circle diameter dm is 0.08.
  • the basic static load rating C0r of the radial roller bearing is given by the following calculation formula (2).
  • C0r f0 ⁇ i ⁇ Z ⁇ Dw ⁇ L ⁇ cos ⁇ (2)
  • f0 is a coefficient
  • i is the number of rolling element rows
  • Z is the number of rolling elements
  • Dw is a roller diameter
  • L is a roller length
  • ⁇ is an outer ring contact angle
  • the inner ring thickness Hi is 18.9 mm
  • the tapered roller diameter Dw is 34.2 mm
  • the pitch circle diameter dm is 331 mm
  • the cross-sectional center diameter dh is 330 mm
  • the tapered roller length L is 64 mm
  • the tapered shape is 27
  • the ratio Hi / Dw between the inner ring wall thickness Hi and the tapered roller diameter Dw is 0.6
  • the ratio dm / dh between the pitch circle diameter dm and the sectional center diameter dh of the tapered roller bearing is 1.
  • the ratio L / Dw of the tapered roller length L to the tapered roller diameter Dw is 1.9, and the ratio S / dm between the distance S between adjacent tapered rollers and the pitch circle diameter dm is 0.12.
  • a tapered roller bearing was prepared.
  • the tapered roller bearings 1a and 1b of the present embodiment have a basic static load rating C0r of about It becomes 1.10. It can be confirmed that the rigidity is increased.
  • the roller diameter Dw of the tapered roller 4 is decreased to increase the ratio L / Dw of the tapered roller length L and the tapered roller diameter Dw, the number of rollers can be increased and the basic static load rating can be increased. Can improve impact resistance.
  • the inner peripheral surface of the inner ring 2 and the outer peripheral surface of the outer ring 3 may be made to reliably suppress creep by increasing the surface roughness and increasing the friction coefficient.
  • a solid lubricating film or an oil repellent film may be coated on the inner peripheral surface of the inner ring 2 by micro shot or the like.

Abstract

　円すいころ軸受１ａ，１ｂは、各円すいころ４の軸線ｘに沿ったころ長さの中央部におけるピッチ円直径をｄｍ、ピッチ円直径の位置から軸線ｘに対して垂直に延びる垂直線ｖが内輪軌道２ａと交差する点での、内輪２の径方向に関する寸法を内輪肉厚Ｈｉ、円すいころ軸受の断面中心径をｄｈ、円すいころ４の長さを円すいころ長さＬ、円すいころ４の大径寸法と小径寸法の和の１／２を円すいころ径Ｄｗとした場合に、（ａ）内輪肉厚Ｈｉと円すいころ径Ｄｗとの比Ｈｉ／Ｄｗが、０．８≦Ｈｉ／Ｄｗ≦１．２、（ｂ）ピッチ円直径ｄｍと円すいころ軸受の断面中心径ｄｈとの比ｄｍ／ｄｈが、１．０１≦ｄｍ／ｄｈ≦１．０５、（ｃ）円すいころ長さＬと円すいころ径Ｄｗとの比Ｌ／Ｄｗが２．１≦Ｌ／Ｄｗ≦３．０、の３つの条件を総て満たす。

Description

車輪用円すいころ軸受
　本発明は、車輪用円すいころ軸受に関し、特に、車両重量の重いダンプトラック、鉱山・建機用ダンプトラック、ホイールローダ等のホイールなど、外輪回転で使用される車輪用円すいころ軸受に関する。
　従来、重量の重い車両の車輪を懸架装置に対して回転自在に支持する転がり軸受としては、負荷容量が大きく、剛性の高い円すいころ軸受が好適に使用されている。このような円すいころ軸受では、通常、外輪とハウジングは締め代を持って圧入されることで固定され、内輪と軸部材は極僅かなすきま、又は締め代を持って固定され、互いの相対回転が防止されているが、転動体の移動に伴う荷重変化等によってこれらが相対回転してしまう、クリープ現象が発生することがある。特に、外輪回転荷重条件で使用される転がり軸受において、Ｐ/Ｃ（Ｐ：軸受荷重、Ｃ：基本動定格荷重）が０．１３を超える重荷重条件で使用される場合は、静止輪である内輪にクリープ現象が発生することがある。
　本発明者らは、このクリープ現象について研究を進める中で、クリープ現象が、重荷重を受けることにより転動体荷重が大きくなり、転動体が通過する際の内輪軌道面における局所的な伸縮が大きくなることが原因であることを見出した。
　具体的には、内輪軌道面の負荷圏１点を見た場合に、内輪軌道面上に転動体がある状態では、転動体荷重の影響により内輪は半径方向に縮む一方で円周方向に伸び、転動体が通過した後は、内輪は元の形状に戻る。このため、転動体が通過するたびに、内輪は円周方向の伸縮を繰り返すことで、軸に対して内輪が回転するクリープ現象が発生する。このクリープ現象が生じると、軸の表面に摩耗が発生して、表面の摩耗粉が軸受内部に入り、早期はく離の原因になる。
　この重荷重条件でのクリープ現象を抑制するためには、軸の締代を大きくすることが考えられる。
　また、特許文献１に記載の転がり軸受では、相手部材との嵌め合い面において、固定輪に軌道面の溝幅を超えない範囲で逃げ溝を形成している。これにより、転動体通過により軸受軌道輪が弾性変形した場合においても、固定輪を相手部材に接触させないことで、弾性変形が相手部材に伝わらないため、クリープ現象を抑制できることが記載されている。
日本国特開２００６－３２２５７９号公報
　しかしながら、軸の締代変更については、締代を大きくした場合、軸受組込みの際に焼きばめ等が必要となり、著しく生産性が悪くなってしまう。
　また、特許文献１に記載の転がり軸受では、逃げ溝加工の工程を追加する必要がありコストアップになる。また、相手部材との接触範囲が極端に少なくなり、接触部の面圧が大きくなるため、相手部材に傷を付け、摩耗させてしまうという問題点がある。
　本発明は、上述の様な事情に鑑みてなされたものであり、その目的は、特別な加工を施すことなく、クリープ現象を抑制することができる車輪用円すいころ軸受を提供することにある。
　本発明の上記目的は、以下の構成によって達成される。
（１）外周面にテーパ状の内輪軌道を有する内輪と、
　内周面にテーパ状の外輪軌道を有する外輪と、
　前記内輪軌道と前記外輪軌道との間に、転動自在に設けられる複数の円すいころと、を備えた、車輪用円すいころ軸受であって、
　前記各円すいころの軸線に沿ったころ長さの中央部におけるピッチ円直径をｄｍ、前記ピッチ円直径の位置から該軸線に対して垂直に延びる垂直線が前記内輪軌道と交差する点での、前記内輪の径方向に関する寸法を内輪肉厚Ｈｉ、前記円すいころ軸受の断面中心径をｄｈ、前記円すいころの長さを円すいころ長さＬ、前記円すいころの大径寸法と小径寸法の和の１／２を円すいころ径Ｄｗとした場合に、
　（ａ）０．８≦Ｈｉ／Ｄｗ≦１．２、
　（ｂ）１．０１≦ｄｍ／ｄｈ≦１．０５、
　（ｃ）２．１≦Ｌ／Ｄｗ≦３．０、
の３つの条件を総て満たすことを特徴とする車輪用円すいころ軸受。
（２）隣り合う前記円すいころ間の距離をＳとした場合に、Ｄｗ／ｄｍ≦Ｓ／ｄｍ≦０．１１なる条件をさらに満たすことを特徴とする（１）に記載の車輪用円すいころ軸受。
　本発明の（１）に記載の車輪用円すいころ軸受によれば、内輪肉厚Ｈｉと円すいころ径Ｄｗとの比Ｈｉ／Ｄｗを０．８≦Ｈｉ／Ｄｗ≦１．２とし、ピッチ円直径ｄｍと円すいころ軸受の断面中心径ｄｈとの比ｄｍ／ｄｈを１．０１≦ｄｍ／ｄｈ≦１．０５とし、円すいころ長さＬと円すいころ径Ｄｗとの比Ｌ／Ｄｗを２．１≦Ｌ／Ｄｗ≦３．０とすることで、内輪の剛性があがるとともに、軌道面面圧を抑制することができ、転動体通過に伴う内輪弾性変形を小さくし、クリープを抑制することができる。
　このため、内輪肉厚Ｈｉと円すいころ径Ｄｗとの比Ｈｉ／Ｄｗが、０．４≦Ｈｉ／Ｄｗ≦０．６で、ピッチ円直径ｄｍと円すいころ軸受の断面中心径ｄｈとの比ｄｍ／ｄｈが０．９７≦ｄｍ／ｄｈ≦１．０１であり、且つ、円すいころ長さＬと円すいころ径Ｄｗとの比Ｌ／Ｄｗが１．０≦Ｌ／Ｄｗ≦２．０である従来の円すいころ軸受と比べて、円すいころの基本静定格荷重が大きくなり、円すいころ自体の剛性もアップすることから、内輪の変形が抑えられ、クリープ抑制が図られる。
　また、本発明の（２）に記載の車輪用円すいころ軸受によれば、隣り合う円すいころ間の距離Ｓとピッチ円直径ｄｍとの比Ｓ／ｄｍを、Ｄｗ／ｄｍ≦Ｓ／ｄｍ≦０．１１とすることで、円すいころの数が増加するため、各円すいころの荷重は減少し、内輪軌道面の面圧が小さくなり、内輪の弾性変形を抑制することができる。
　さらに、円すいころ同士を近接させることにより、円すいころの荷重による内輪軌道面の円周方向の伸びが打ち消し合いクリープ現象を抑制することができる。
本発明の車輪用円すいころ軸受が車輪支持装置に適用された場合を示す断面図である。 図１の円すいころ軸受の軸方向の断面図である。 図１の円すいころ軸受の軸直交方向の部分断面図である。
　以下、本発明の一実施形態に係る車輪用円すいころ軸受について、図面を参照して詳細に説明する。
　図１は、本発明の車輪用円すいころ軸受が車輪支持装置に適用された場合を示す断面図であり、図２は、該円すいころ軸受の軸方向の断面図であり、図３は、該円すいころ軸受の軸直交方向の部分断面図である。
　車輪支持装置１０では、軸部材１２の外周面と、ハウジング１３の内周面との間に一対の円すいころ軸受１ａ，１ｂが配置されている。ハウジング１３には、スタッドボルト１４によって、ブレーキ装置のブレーキドラム（図示せず）や車輪のホイールディスク（図示せず）が取り付けられる。
　図１及び図２に示すように、円すいころ軸受１ａ，１ｂは、内輪２と、外輪３と、複数の円すいころ４、保持器５と、を備える。内輪２は、外周面にテーパ状の内輪軌道２ａと、内輪軌道２ａの両側に小径側鍔部２ｂ及び大径側鍔部２ｃと、を有し、外輪３は、内周面にテーパ状の外輪軌道３ａを有する。複数の円すいころ４は、内輪軌道２ａと外輪軌道３ａとの間に、保持器５によって転動自在に設けられる。なお、円すいころ４の接触角αは、公知の円すいころ軸受の範囲のものが適用される。また、円すいころ軸受１ａ，１ｂは、概略同一形状であり、本実施形態では、異なるサイズのものが使用されているが、同一サイズのものが使用されてもよい。
　また、各外輪３は、ハウジング１３に外嵌されており、インボード側の円すいころ軸受１ｂの内輪２を軸部材１２の段部１２ａに突き当て、さらに、アウトボード側の円すいころ軸受１ａの内輪２をその側方に設けられた内輪押さえ部１５をナットもしくはボルトで締め上げる。これにより、各内輪２は、内輪軌道２ａと外輪軌道３ａとの距離が縮まる方向に、軸方向に押圧される事により、各円すいころ４に予圧が付与される。
　円すいころ４の材質としては、通常、浸炭鋼が使われるが、高炭素クロム軸受鋼（ＳＵＪ）を使用しても良い。また、保持器５の材質としては、通常、プレス保持器、ピンタイプ保持器が使用されるが、ポリフェニレンサルファイド樹脂（ＰＰＳ樹脂）や、直鎖状ポリフェニレンサルファイド樹脂（Ｌｗ－ＰＰＳ樹脂）を使用しても良い。特に、直鎖状ポリフェニレンサルファイド樹脂としては、溶融温度が３１０℃、剪断速度が２００/secで７００ポアーズ以上の高分子量からなる直鎖状ポリフェニレンサルファイド樹脂にガラス繊維を１０～２０重量％含む組成物や、直鎖状ポリフェニレンサルファイド樹脂７７．０～９７．０重量％と、ガラス繊維１．０～２０重量％と、パーフルオロアルキル基とアルキル基とを有するオリゴマー２．０～３．９重量％と、からなる組成物のものが好ましい。このような保持器５を使用することで、高温や高速回転条件、高負荷条件等の苛酷な使用条件下で長期間の使用に耐えることができる。
　ここで、図２に示すように、各円すいころ４の軸線ｘに沿ったころ長さの中央部におけるピッチ円直径をｄｍ、ピッチ円直径の位置から該軸線ｘに対して垂直に延びる垂直線ｖが内輪軌道２ａと交差する点での、内輪２の径方向に関する寸法を内輪肉厚Ｈｉ、円すいころ軸受の断面中心径をｄｈ、円すいころ４の長さを円すいころ長さＬ、円すいころの大径寸法と小径寸法の和の１／２を円すいころ径Ｄｗ、隣り合う円すいころ４間の距離をＳとする。
　なお、円すいころ４のピッチ円直径とは、内輪軌道２ａと外輪軌道３ａ内に配置した複数の円すいころ４の軸線ｘに沿ったころ長さの中点を結んでできる円筒面の直径のことを称しており、円すいころ４のいずれを使用しても、ピッチ円直径は同一値を示す。また、円すいころ軸受の断面中心径ｄｈは、円すいころ軸受の内径（内輪内周径寸法）をｄと外径（外輪外周径寸法）をＤとすると、（Ｄ＋ｄ）／２で表される。
　隣り合う円すいころ４間の距離Ｓは、ピッチ円直径上における距離であり、円すいころ４の数（転動体数とも呼ぶ。）をＺとすると、以下の計算式（１）で与えられる。
　　Ｓ＝（３６０／Ｚ）・（π／１８０）・ｄｍ／２　・・・（１）
　この場合、本実施形態の円すいころ軸受１ａ，１ｂでは、（ａ）内輪肉厚Ｈｉと円すいころ径Ｄｗとの比Ｈｉ／Ｄｗが、０．８≦Ｈｉ／Ｄｗ≦１．２、（ｂ）ピッチ円直径ｄｍと円すいころ軸受の断面中心径ｄｈとの比ｄｍ／ｄｈが、１．０１≦ｄｍ／ｄｈ≦１．０５、（ｃ）円すいころ長さＬと円すいころ径Ｄｗとの比Ｌ／Ｄｗが２．１≦Ｌ／Ｄｗ≦３．０、の３つの条件を総て満たすように設定されている。
　これにより、内輪肉厚Ｈｉと円すいころ径Ｄｗとの比Ｈｉ／Ｄｗが、０．４≦Ｈｉ／Ｄｗ≦０．６、ピッチ円直径ｄｍと円すいころ軸受の断面中心径ｄｈとの比ｄｍ／ｄｈが０．９７≦ｄｍ／ｄｈ≦１．０１、円すいころ長さＬと円すいころ径Ｄｗとの比Ｌ／Ｄｗが１．０≦Ｌ／Ｄｗ≦２．０である従来の円すいころ軸受と比べて、内輪２の肉厚を厚くしており、剛性がアップすることから、内輪２の変形が抑えられ、クリープ抑制が図られる。
　また、円すいころ長さＬと円すいころ径Ｄｗとの比が、１．０≦Ｌ／Ｄｗ≦２．０に設定される、従来の円すいころ軸受と比べて、円すいころ４の基本静定格荷重が大きくなり、円すいころ４自体の剛性もアップすることから、内輪２の変形が抑えられ、クリープ抑制が図られる。
　さらに、本実施形態の円すいころ軸受１ａ，１ｂでは、隣り合う円すいころ間の距離Ｓ（図３参照）とピッチ円直径ｄｍとの比Ｓ／ｄｍが、Ｄｗ／ｄｍ≦Ｓ／ｄｍ≦０．１１を満たすように設定されている。
　これにより、円すいころ４の数が増加するため、各円すいころ４の荷重は減少し、内輪軌道２ａの面圧が小さくなり、内輪２の弾性変形を抑制することができる。さらに、円すいころ４同士を近接させることにより、円すいころ４の荷重による内輪軌道２ａの円周方向の伸びが打ち消し合いクリープ現象を抑制することができる。
　なお、隣り合う円すいころ４間の距離を小さくすると、保持器柱幅が小さくなり保持器５の破損を招くおそれがあるが、本発明では上述したように円すいころ径Ｄｗを小さくし、円すいころ４の重量を減少させているので、保持器柱部に作用する荷重を小さくなる。従って、保持器柱幅を通常より小さくすることが可能となり、隣り合う円すいころ４間の距離を通常より小さくすることが可能となる。
　例えば、本実施形態では、内輪肉厚Ｈｉが２６．８ｍｍ、円すいころ径Ｄｗが２５．６ｍｍ、ピッチ円直径ｄｍが３３９ｍｍ、断面中心径ｄｈが３３０ｍｍ、円すいころ長さＬが６４ｍｍ、円すいころの数Ｚが３８であり、内輪肉厚Ｈｉと円すいころ径Ｄｗとの比Ｈｉ／Ｄｗが１．０、ピッチ円直径ｄｍと円すいころ軸受の断面中心径ｄｈとの比ｄｍ／ｄｈが１．０３、円すいころ長さＬと円すいころ径Ｄｗとの比Ｌ／Ｄｗが２．５、且つ、隣り合う円すいころ間の距離Ｓとピッチ円直径ｄｍとの比Ｓ／ｄｍが０．０８である円すいころ軸受において、ラジアルころ軸受の基本静定格荷重Ｃ０ｒは、以下の計算式（２）で与えられる。
　Ｃ０ｒ　＝　ｆ０・ｉ・Ｚ・Ｄｗ・Ｌ・ｃｏｓα　・・・（２）
　ここで、ｆ０は係数、ｉは転動体列数、Ｚは転動体数、Ｄｗはころ径、Ｌはころ長さ、αは外輪接触角である。
　また、従来の円すいころ軸受として、内輪肉厚Ｈｉが１８．９ｍｍ、円すいころ径Ｄｗが３４．２ｍｍ、ピッチ円直径ｄｍが３３１ｍｍ、断面中心径ｄｈが３３０ｍｍ、円すいころ長さＬが６４ｍｍ、円すいころの数Ｚが２７であり、内輪肉厚Ｈｉと円すいころ径Ｄｗとの比Ｈｉ／Ｄｗが０．６、ピッチ円直径ｄｍと円すいころ軸受の断面中心径ｄｈとの比ｄｍ／ｄｈが１．００、円すいころ長さＬと円すいころ径Ｄｗとの比Ｌ／Ｄｗが１．９、且つ、隣り合う円すいころ間の距離Ｓとピッチ円直径ｄｍとの比Ｓ／ｄｍが０．１２である円すいころ軸受を用意した。
　上記条件で基本静定格荷重Ｃ０ｒを計算した場合、従来の円すいころ軸受の基本静定格荷重Ｃ０ｒを１．０とすると、本実施形態の円すいころ軸受１ａ，１ｂは、基本静定格荷重Ｃ０ｒが約１．１０となり、剛性がアップしていることが確認できる。
　また、円すいころ長さＬと円すいころ径Ｄｗとの比Ｌ／Ｄｗを増加すべく、円すいころ４のころ径Ｄｗを小さくした場合には、ころ数を増加することができ、基本静定格荷重をアップさせ、耐衝撃性を向上させることができる。
　さらに、内輪２の内周面や、外輪３の外周面は、表面粗さを粗くし摩擦係数を増加させることで、クリープを確実に抑制するようにしてもよい。或いは、内輪２の内周面に、マイクロショット等によって固体潤滑膜や撥油膜をコーティングしてもよい。
　なお、本発明は、上述した実施形態に限定されるものでなく、適宜、変更、改良等が可能である。
　なお、本出願は、２０１１年７月１５日出願の日本特許出願（特願２０１１－１５６７５０）及び日本特許出願（特願２０１１－１５６７５１）に基づくものであり、その内容はここに参照として取り込まれる。
１　円すいころ軸受
２　内輪
２ａ　内輪軌道
３　外輪
３ａ　外輪軌道
４　円すいころ

Claims (2)

  1. 　外周面にテーパ状の内輪軌道を有する内輪と、
    　内周面にテーパ状の外輪軌道を有する外輪と、
    　前記内輪軌道と前記外輪軌道との間に、転動自在に設けられる複数の円すいころと、を備えた、車輪用円すいころ軸受であって、
    　前記各円すいころの軸線に沿ったころ長さの中央部におけるピッチ円直径をｄｍ、前記ピッチ円直径の位置から該軸線に対して垂直に延びる垂直線が前記内輪軌道と交差する点での、前記内輪の径方向に関する寸法を内輪肉厚Ｈｉ、前記円すいころ軸受の断面中心径をｄｈ、前記円すいころの長さを円すいころ長さＬ、前記円すいころの大径寸法と小径寸法の和の１／２を円すいころ径Ｄｗとした場合に、
    　（ａ）０．８≦Ｈｉ／Ｄｗ≦１．２、
    　（ｂ）１．０１≦ｄｍ／ｄｈ≦１．０５、
    　（ｃ）２．１≦Ｌ／Ｄｗ≦３．０、
    の３つの条件を総て満たすことを特徴とする車輪用円すいころ軸受。
  2. 　隣り合う前記円すいころ間の距離をＳとした場合に、Ｄｗ／ｄｍ≦Ｓ／ｄｍ≦０．１１なる条件をさらに満たすことを特徴とする請求項１に記載の車輪用円すいころ軸受。
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