WO2015076271A1 - 円筒ころ軸受及びトランスミッション用軸受装置 - Google Patents

円筒ころ軸受及びトランスミッション用軸受装置 Download PDF

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outer ring
bearing
race
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晃嗣 加藤
田中　進
浅見　哲也
上村　和宏
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日本精工株式会社
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Definitions

  • the present invention relates to a cylindrical roller bearing and a transmission bearing device.
  • a ball bearing has a remarkably small torque compared to a tapered roller bearing used under a preload, and is frequently used in a transmission.
  • the ball bearing tends to be large in size and may be restricted.
  • a cylindrical roller bearing that is used without applying preload as a bearing that supports the gear, and a ball bearing that is used as the other bearing, and receives the thrust load in both directions generated by the meshing of the gear with the ball bearing. May have a support structure that supports only a radial load.
  • a configuration as shown in FIG. 4 is known as a configuration for shortening the transmission by shortening the shaft length.
  • the engine torque output from the engine ENG is input to the input shaft 101 via the clutch CL, and the gear 102 provided on the input shaft 101 meshes with the gear of the driven shaft (not shown). Then, it is transmitted to the driven shaft.
  • the cylindrical roller bearing 1 is used on one side, and the other is used in combination with a slide bearing 103 and a thin thrust needle bearing 104. It becomes possible.
  • cylindrical roller bearings those in which the inner side surfaces of the inner ring and the outer ring are inclined and the end surfaces of the cylindrical rollers are crowned have been devised (for example, see Patent Documents 1 and 2).
  • the cylindrical roller bearing 1 is configured to receive a thrust load at the time of driving or coasting, and particularly used under high speed rotation like the input shaft 101 and the driven shaft.
  • the seizure life is a major issue.
  • the inner ring of the cylindrical roller bearing 1 fixed to the input shaft 101 is inclined relative to the outer ring due to the deflection of the input shaft 101 accompanying the thrust load. For this reason, when the outer and inner rings are relatively inclined, a large edge load is generated at both ends of the cylindrical roller.
  • lubrication is performed while supplying lubricating oil from the outside, but seizure may occur when the amount of supplied oil is temporarily reduced.
  • the cylindrical roller bearings described in Patent Documents 1 and 2 are techniques for preventing the occurrence of edge load and seizure, but are not considered for use in the above-described applications, and further improvements are required.
  • the present invention has been made in view of the above-described problems, and an object of the present invention is to suppress the generation of an edge load due to a thrust load and to improve the lubrication state inside the bearing, thereby improving the durability of the cylinder.
  • An object of the present invention is to provide a roller bearing and a transmission bearing device capable of realizing a significant downsizing of the transmission.
  • An outer ring having an outer ring raceway surface and a pair of outer ring rods provided on both axial sides of the outer ring raceway surface on the inner peripheral surface;
  • An inner ring having an inner ring raceway surface and an inner ring rod provided on one axial side of the inner ring raceway surface on the outer peripheral surface;
  • a plurality of cylindrical rollers disposed between the outer ring raceway surface and the inner ring raceway surface;
  • a cylindrical roller bearing comprising: The radial clearance between the outer ring rod and the inner ring rod is set to 2 mm or less, A cylindrical roller bearing, wherein a radial height of the outer ring rod is greater than a radial height of the inner ring rod.
  • the cylindrical roller bearing according to (1) wherein the cylindrical roller has a roller diameter of Da and a roller length of L, and L / Da is 1.2 or more and 1.8 or less.
  • the rolling surface of the cylindrical roller is crowned with a single arc having a radius of curvature of 300 to 700 mm,
  • the axial central portion is a single arc having a radius of curvature of 3000 to 4000 mm, and the falling amount is changed by a logarithmic curve shape on both side portions of the axial central portion.
  • Combined crowning is applied,
  • An input shaft or a driven shaft to which engine torque is input is rotatably supported by at least a plain bearing and the cylindrical roller bearing according to any one of (1) to (4),
  • the cylindrical roller bearing supports a thrust load in one side direction and allows a relative inclination between the outer ring and the inner ring.
  • the lubricating oil is supplied from an opening between the outer ring and the inner ring on the side opposite to the side where the inner ring collar is provided with respect to the cylindrical roller. Bearing device for transmission.
  • the cylindrical roller bearing of the present invention since the radial height of the outer ring rod is larger than the radial height of the inner ring rod, when the relative inclination occurs in the outer ring and the inner ring, the cylindrical roller has a height Since the outer ring rod having a large diameter is stably held on the outer ring raceway surface, the occurrence of edge load can be suppressed. Also, since the radial clearance between the outer ring rod and the inner ring rod is set to 2 mm or less, even if the amount of oil supplied temporarily decreases, some of the lubricating oil remaining inside the bearing The occurrence of image sticking can be suppressed due to the influence.
  • the input shaft or the driven shaft to which engine torque is input is rotatably supported by the slide bearing and the above-described cylindrical roller bearing. Since the thrust load is supported and the relative inclination of the outer ring and the inner ring is allowed, the transmission can be significantly reduced in size.
  • the cylindrical roller bearing of the present embodiment is used for a transmission 100 having an input shaft 101 or a driven shaft to which engine torque is input as shown in FIG. 4, and the input shaft 101 or the driven shaft is The maximum rotation speed rotates at the same rotation speed as the engine (maximum 7500 rpm).
  • the radial load acting on the input shaft 101 is received by the cylindrical roller bearing 1 and the slide bearing 103, and the thrust load (axial load) generated by the meshing of the input gear in the coast state (during engine braking) is received by a thrust needle bearing 104.
  • other bearings such as a shell-type cylindrical roller bearing and a ball bearing may be applied to the slide bearing 103 and the thrust needle bearing 104 instead.
  • the thrust load acting in the opposite direction during driving may be supported by a ball bearing or the like instead of the thrust needle bearing.
  • the radial load may be received by a slide bearing or a shell type cylindrical roller bearing.
  • the cylindrical roller bearing 1 of the present embodiment applied to the transmission 100 has a pair of outer ring raceway surfaces 11 provided on the inner peripheral surface and both sides of the outer ring raceway surface 11 in the axial direction.
  • An outer ring 10 having an outer ring rod 12, an inner ring 20 having an inner ring raceway surface 21 and an inner ring rod 22 provided on one side in the axial direction of the inner ring raceway surface 21, and an outer ring raceway surface 11.
  • a plurality of cylindrical rollers 30 disposed between the inner ring raceway surface 21 and an outer ring guide type retainer 40 having a plurality of pockets 41 for holding the cylindrical rollers 30 at a predetermined interval.
  • the cylindrical roller bearing 1 is provided with outer ring rods 12 at both axial ends of the outer ring 10 and inner ring rods 22 at one axial end of the inner ring 20, and only in one side direction in the transmission as shown in FIG.
  • the thrust load can be supported.
  • the inner ring 20 of the cylindrical roller bearing 1 fixed to the input shaft is inclined relative to the outer ring 10 due to the influence of the deflection of the input shaft accompanying the thrust load and the component accuracy.
  • the rolling surface 32 of the cylindrical roller 30 (the surface in rolling contact with the outer ring raceway surface 11 and the inner ring raceway surface 21) is crowned.
  • the crowning on the rolling surface 32 may be formed by a single arc having a radius of curvature of 300 to 700 mm. Alternatively, as shown in FIG.
  • the axial central portion 32a of the rolling surface 32 is formed as a single arc having a radius of curvature of 3000 to 4000 mm, and both axial side portions 32b of the central portion 32a. It may be a composite crowning in which the amount of fall is changed abruptly by a logarithmic curve shape.
  • the central portion 32a formed of a single arc has an axial length of about 40 to 50% of the roller length L, and the amount of drop at the end of the rolling surface 32 is 0 of the roller diameter Da. About 2 to 0.5%.
  • Such a composite crowning is capable of reducing the maximum contact surface pressure compared to a single circular arc crowning, so that the bearing life can be extended. Furthermore, since the sitting of the cylindrical roller 30 is improved, the skew of the cylindrical roller 30 is reduced and heat generation can be suppressed.
  • the cylindrical roller 30 may be easily tilted to be seized. In order to suppress this, the outer ring rod 12 and the inner ring rod are suppressed.
  • the inner surfaces (contact surfaces) 13 and 23 of the 22 cylindrical rollers 30 are inclined at an angle ⁇ of 10 ′ to 30 ′ with respect to the radial direction. Further, the axial end surface 31 of the cylindrical roller 30 is crowned.
  • the bearing width W is set to 3.0 or more in terms of the D / W value with respect to the bearing outer diameter D.
  • the relationship L / Da between the roller diameter Da and the roller length L is set as follows. It is set to 1.2 or more and 1.8 or less.
  • the lubricating oil is supplied from the outside, and the lubricating oil is the outer ring 10 and the inner ring on the opposite side in the axial direction to the cylindrical roller 30. 20, the opening area into the bearing is increased, and a sufficient amount of lubricating oil can be supplied to the outer ring rod 12 and the inner ring rod 22. Since the lubricating oil moving in the axial direction lubricates the inner ring rod 22 and the lubricating oil moving in the outer diameter direction by centrifugal force lubricates the outer ring rod 12, the lubrication state inside the cylindrical roller bearing 1 is improved. Can keep.
  • the radial clearance C existing between the outer ring rod 12 and the inner ring rod 22 is 2 mm or less, preferably 1.5 mm or less, so that the amount of oil supplied temporarily Even in the case of a decrease, the occurrence of seizure can be suppressed due to the influence of a part of the lubricating oil remaining inside the bearing.
  • the radial height A of the outer ring rod 12 is larger than the radial height B of the inner ring rod 22 (A> B).
  • the inclination angle of the inner side surface 23 of the inner ring rod 22 may be larger than the inclination angle of the inner side surface 13 of the outer ring rod 12.
  • the cage 40 is an outer ring guide system, the gap between the inner diameter of the outer ring rod 12 and the outer diameter surfaces at both ends of the cage 40 is reduced. As a result, the lubricating oil flowing in from the inner diameter side of the cage 40 lubricates the outer ring rod 12 without flowing out to the external space, and the cage 40 is guided by the outer ring rod 12 and rotates stably even at high speeds. I can do things.
  • the outer ring raceway surface 11 and the pair of outer ring rods 12 provided on both axial sides of the outer ring raceway surface 11 are provided on the inner peripheral surface.
  • the outer ring rod 12 having a large diameter is stably held on the outer ring raceway surface 11, the occurrence of edge load can be suppressed. Further, since the radial clearance C between the outer ring rod 12 and the inner ring rod 22 is set to 2 mm or less, even if the amount of oil supplied temporarily decreases, a part of the residual bearing inside the bearing The occurrence of seizure can be suppressed by the influence of the lubricating oil.
  • the rolling surface 32 of the cylindrical roller 30 is crowned with a single arc having a curvature radius of 300 to 700 mm, or the axial central portion 32a is a single arc having a curvature radius of 3000 to 4000 mm.
  • a composite crowning is performed in which both side portions 32b of the central portion 32a have a logarithmic curve shape so that the amount of fall is changed.
  • the contact surfaces of the outer ring rod 12 and the inner ring rod 22 with the cylindrical roller 30 are formed with inclinations of 10 'to 30'. Therefore, even when the relative inclination between the outer ring 10 and the inner ring 20 occurs, the occurrence of edge load can be suppressed, and the seizure can be suppressed even when the cylindrical roller 30 is tilted.
  • the input shaft 101 or the driven shaft to which engine torque is input is rotatably supported by at least the slide bearing 103 and the cylindrical roller bearing 1 described above, and the cylindrical roller bearing. 1 supports a thrust load in one direction and allows a relative inclination between the outer ring 10 and the inner ring 20, so that the transmission 100 can be significantly reduced in size.
  • lubricating oil is supplied from the opening 50 between the outer ring 10 and the inner ring 20 on the side opposite to the side where the inner ring collar 22 is provided with respect to the cylindrical roller 30, the opening area into the bearing is increased. A sufficient amount of lubricating oil can be supplied to the outer ring rod 12 and the inner ring rod 22.
  • the effect was confirmed by performing a verification experiment while changing the shape of the rolling surface 32 of the cylindrical roller 30.
  • the verification experiment was performed under the following conditions, and the target life was 120 Hrs.
  • Verification experiment conditions ⁇ Load: 0.4C (C: Basic dynamic load rating) ⁇ Rotation speed: 3000rpm ⁇ Lubrication condition: ATF, 120 °C, oil bath ⁇ Foreign matter: 0.05 g / L (foreign matter size: 10-50 ⁇ m, iron-based) ⁇ Inclination: 0 rad (no inclination), 3/1000 rad (with inclination)
  • Table 1 shows the experimental results in the case of using the cylindrical roller 30 in which the rolling surface 32 is crowned with a single arc. As can be seen from Table 1, it was confirmed that when the radius of curvature is 300 to 700 mm, the target life is cleared even if there is a relative inclination between the cylindrical roller 30 and the raceway surface. On the other hand, when the radius of curvature was 200 mm, the life did not decrease even if there was an inclination, but the target life was not reached because the contact surface pressure was high. Further, when the radius of curvature is 800 mm, the target life could not be cleared if there is an inclination.
  • Table 2 shows experimental results in the case of using the cylindrical roller 30 in which the axial center portion 32a of the rolling surface 32 is a single circular arc and the axial end portions 32b are changed in drop amount by a logarithmic curve shape. ing.
  • the radius of curvature of the axial central portion 32a is a single arc of 3000 to 4000 mm, the axial length of the axial central portion 32a with respect to the roller length L of the cylindrical roller 30 and the cylindrical roller diameter Da. It was confirmed that the target life was cleared within the range where the falling amount of the end portion was regulated as shown in Table 2. On the other hand, in the case of the rolling surface 32 outside the above range, the target life could not be cleared in both the state of no tilt and the state of tilt.
  • this invention is not limited to each embodiment mentioned above, A deformation
  • the cylindrical roller bearing of this invention was demonstrated as what is applied to a transmission, it is not limited to this, You may apply to another apparatus.

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Abstract

　円筒ころ軸受（１０）は、内周面に、外輪軌道面（１１）と、該外輪軌道面（１１）の軸方向両側に設けられた一対の外輪鍔（１２）と、を有する外輪（１０）と、外周面に、内輪軌道面（２１）と、該内輪軌道面（２１）の軸方向片側に設けられた内輪鍔（２２）と、を有する内輪（２０）と、外輪軌道面（１１）と内輪軌道面（２１）との間に配置された複数の円筒ころ（３０）と、を備える。外輪鍔（１２）の径方向高さ（Ａ）を、内輪鍔（２２）の径方向高さ（Ｂ）よりも大きくし、且つ、外輪鍔（１２）と内輪鍔（２２）との間の径方向隙間（Ｃ）は、２ｍｍ以下に設定される。これにより、スラスト荷重によるエッジロードの発生を抑制すると共に、軸受内部の潤滑状態を良好にする事により、耐久性に優れた円筒ころ軸受、及び、トランスミッションの大幅な小型化を実現することができる。

Description

円筒ころ軸受及びトランスミッション用軸受装置
　本発明は、円筒ころ軸受及びトランスミッション用軸受装置に関する。
　自動車のトランスミッションは、燃費向上の観点から、小型化、高効率化が強く要求されている。一般に、玉軸受は、予圧を受けて使用される円すいころ軸受に比べてトルクが著しく小さく、トランスミッションにおいて多用されているが、サイズ面では大きくなりやすく、制約を受ける場合がある。例えば、ギアを支持する軸受として、一方を予圧を付与せず使用される円筒ころ軸受、他方を玉軸受として、歯車の噛み合いによって発生する両方向のスラスト荷重を玉軸受で受けさせ、円筒ころ軸受にはラジアル荷重のみ支持させる支持構造とする場合がある。この場合、一方は円筒ころ軸受を用いることで大幅なサイズダウンが可能となるが、他方の玉軸受では両方向のスラスト荷重を支持する必要があり、サイズアップしやすく、ユニットのレイアウトにおいて制約を受ける場合がある。
　また、軸長を短くして、トランスミッションの小型化を図る構成として、図４に示すような構成が知られている。この図４に概略示すトランスミッション１００では、エンジンＥＮＧから出力されたエンジントルクがクラッチＣＬを介して入力軸１０１に入力され、入力軸１０１に設けられたギア１０２と図示しない従動軸のギアとが噛合して、従動軸へ伝達される。このような入力軸１０１や従動軸では、一方を円筒ころ軸受１とし、他方をすべり軸受１０３と幅の薄いスラストニードル軸受１０４などの組み合わせで使用することによって軸受の大幅なサイズダウンを図ることが可能となる。
　また、円筒ころ軸受としては、内輪及び外輪の鍔部の内側面を傾斜させると共に、円筒ころの端面にクラウニングを施したものが考案されている（例えば、特許文献１、２参照）。
日本国特開２００２－７０８７４号公報 日本国特開２００４－３５３７４４号公報
　ところで、図４に示すようなトランスミッション１００の軸受構成では、円筒ころ軸受１は、ドライブ時あるいはコースト時にスラスト荷重を受ける構成となり、特に入力軸１０１や従動軸のように高速回転下で使用される場合には、焼き付き寿命が大きな課題となる。特に、スラスト荷重に伴う入力軸１０１の撓み等により、入力軸１０１に固定されている円筒ころ軸受１の内輪は外輪に対して相対的に傾きが発生する。このため、外内輪が相対的に傾くと円筒ころの両端部に大きなエッジロードが発生してしまう。また、円筒ころ軸受１では、外部から潤滑油を供給しながら潤滑が行われるが、一時的に供給油量が減少したときに、焼き付きが発生する可能性があった。特許文献１及び２に記載の円筒ころ軸受では、エッジロードや、焼き付きの発生を防止する技術ではあるが、上記のような用途での使用について考慮されておらず、さらなる改善が求められる。
　本発明は、前述した課題に鑑みてなされたものであり、その目的は、スラスト荷重によるエッジロードの発生を抑制すると共に、軸受内部の潤滑状態を良好にする事により、耐久性に優れた円筒ころ軸受、及び、トランスミッションの大幅な小型化を実現することができるトランスミッション用軸受装置を提供することにある。
　本発明の上記目的は、下記の構成により達成される。
（１）　内周面に、外輪軌道面と、該外輪軌道面の軸方向両側に設けられた一対の外輪鍔と、を有する外輪と、
　外周面に、内輪軌道面と、該内輪軌道面の軸方向片側に設けられた内輪鍔と、を有する内輪と、
　前記外輪軌道面と前記内輪軌道面との間に配置された複数の円筒ころと、
を備えた円筒ころ軸受であって、
　前記外輪鍔と前記内輪鍔との間の径方向隙間は、２ｍｍ以下に設定され、
　前記外輪鍔の径方向高さは、前記内輪鍔の径方向高さよりも大きいことを特徴とする円筒ころ軸受。
（２）　軸受幅をＷ、軸受外径をＤとすると、Ｄ／Ｗは、３．０以上であり、
　前記円筒ころのころ径をＤａ、ころ長さをＬとすると、Ｌ／Ｄａは、１．２以上１．８以下であることを特徴とする（１）に記載の円筒ころ軸受。
（３）　前記円筒ころの転動面には、曲率半径が３００～７００ｍｍの単一円弧からなるクラウニングが施され、
　前記外輪鍔及び前記内輪鍔の前記円筒ころとの接触面には、１０′～３０′の傾斜が形成されていることを特徴とする（１）又は（２）に記載の円筒ころ軸受。
（４）　前記円筒ころの転動面には、その軸方向中央部分を曲率半径が３０００～４０００ｍｍの単一円弧とし、該軸方向中央部分の両側部分を対数曲線形状によって落ち量を変化させるようにした複合クラウニングが施され、
　前記外輪鍔及び前記内輪鍔の前記円筒ころとの接触面には、１０′～３０′の傾斜が形成されていることを特徴とする（１）又は（２）に記載の円筒ころ軸受。
（５）　エンジントルクが入力される入力軸又は従動軸が、少なくともすべり軸受と（１）～（４）のいずれかに記載の円筒ころ軸受とによって回転自在に支持され、
　前記円筒ころ軸受は、片側方向のスラスト荷重を支承すると共に、前記外輪と前記内輪の相対傾きを許容することを特徴とするトランスミッション用軸受装置。
（６）　前記円筒ころに対して前記内輪鍔が設けられる側と反対側における、前記外輪と前記内輪との間の開口部から潤滑油が供給されることを特徴とする（５）に記載のトランスミッション用軸受装置。
　本発明の円筒ころ軸受によれば、外輪鍔の径方向高さを、内輪鍔の径方向高さよりも大きくしたので、外輪及び内輪に相対的な傾きが発生した場合、円筒ころは、高さが大きい外輪鍔により外輪軌道面に安定して保持される為、エッジロードの発生を抑制することができる。また、外輪鍔と内輪鍔との間の径方向隙間は、２ｍｍ以下に設定されるので、一時的に供給油量が減少した場合であっても、軸受内部に残存した一部の潤滑油の影響により、焼き付きの発生を抑制することができる。
　また、本発明のトランスミッション用軸受装置によれば、エンジントルクが入力される入力軸又は従動軸が、すべり軸受と上述した円筒ころ軸受とによって回転自在に支持され、円筒ころ軸受は、片側方向のスラスト荷重を支承すると共に、外輪と内輪の相対傾きを許容するので、トランスミッションの大幅な小型化を実現することができる。
本発明の一実施形態に係る円筒ころ軸受の要部半断面図である。 図１の円筒ころの変形例を示す図である。 図１のＩＩＩ部拡大図である。 本発明にも適用可能な、一般的なトランスミッションを示す概略図である。
　以下、本発明の一実施形態に係る円筒ころ軸受及びトランスミッション用軸受装置について、図面に基づいて詳細に説明する。
　なお、本実施形態の円筒ころ軸受は、図４に示すような、エンジントルクが入力される入力軸１０１又は従動軸を備えたトランスミッション１００に使用されるもので、入力軸１０１又は従動軸は、最高回転数がエンジンと同じ回転速度（最大７５００ｒｐｍ）で回転する。
　即ち、図４において、入力軸１０１に作用するラジアル荷重は、円筒ころ軸受１とすべり軸受１０３で受け、コースト状態（エンジンブレーキ時）にインプットギアの噛み合いによって発生するスラスト荷重（アキシャル方向荷重）は、後述する円筒ころ軸受１の外輪鍔１２と内輪鍔２２で受け、また、ドライブ時に逆方向に作用するスラスト荷重は、スラストニードル軸受１０４で受ける。
　なお、本実施形態のトランスミッションに１００おいて、すべり軸受１０３及びスラストニードル軸受１０４は、これらの代わりにシェルタイプの円筒ころ軸受や玉軸受など、他の軸受が適用されてもよい。その場合、ドライブ時に逆方向に作用するスラスト荷重は、スラストニードル軸受の代わりに玉軸受などで支持してもよい。また、該スラスト荷重をスラストニードル軸受で受ける場合には、ラジアル荷重は、すべり軸受又はシェルタイプの円筒ころ軸受などによって受けるようにすることも可能である。
　また、トランスミッション１００に適用される本実施形態の円筒ころ軸受１は、図１に示すように、内周面に、外輪軌道面１１と、該外輪軌道面１１の軸方向両側に設けられた一対の外輪鍔１２と、を有する外輪１０と、外周面に、内輪軌道面２１と、該内輪軌道面２１の軸方向片側に設けられた内輪鍔２２と、を有する内輪２０と、外輪軌道面１１と内輪軌道面２１との間に配置された複数の円筒ころ３０と、これらの円筒ころ３０を所定の間隔で保持する複数のポケット４１を有する外輪案内式の保持器４０と、を備える。
　即ち、円筒ころ軸受１は、外輪１０の軸方向両端部に外輪鍔１２を設け、内輪２０の軸方向一端部に内輪鍔２２を設けて、前述した図４に示すようなトランスミッションにおける片側方向のみのスラスト荷重を支承可能な構成としている。
　このため、スラスト荷重に伴う入力軸の撓みや部品精度等の影響によって、入力軸に固定されている円筒ころ軸受１の内輪２０は、外輪１０に対して相対的に傾く。外輪１０と内輪２０とが相対的に傾くと、円筒ころ３０の両端部に大きなエッジロードが発生する。このエッジロードによるはくりの発生を抑制するため、円筒ころ３０の転動面３２（外輪軌道面１１及び内輪軌道面２１と転がり接触する面）には、クラウニングが施されている。
　転動面３２におけるクラウニングは、曲率半径が３００～７００ｍｍの単一円弧によって形成されてもよい。または、図２に示すように、転動面３２におけるクラウニングは、転動面３２の軸方向中央部３２ａを曲率半径が３０００～４０００ｍｍの単一円弧とし、該中央部３２ａの軸方向両側部分３２ｂを対数曲線形状によって落ち量を急激に変化させるようにした複合クラウニングであってもよい。
　なお、複合クラウニングの場合、単一円弧からなる中央部３２ａは、ころ長さＬの４０～５０％程度の軸方向長さとし、転動面３２の端部での落ち量はころ径Ｄａの０．２～０．５％程度としている。
　このような複合クラウニングは、単一円弧からなるクラウニングに対して、最大接触面圧の低減が可能なため、軸受の長寿命化が見込める。さらに、円筒ころ３０の座りが改善するため、円筒ころ３０のスキューが低減し、発熱を抑えることが可能となる。
　また、図３に示すように、外輪１０と内輪２０との相対傾きが発生したとき、円筒ころ３０がチルトして焼き付きやすくなる可能性があり、これを抑制するため、外輪鍔１２及び内輪鍔２２の円筒ころ３０との内側面（接触面）１３、２３には、径方向に対する角度αが１０′～３０′の傾斜が形成されている。
　さらに、円筒ころ３０の軸方向端面３１には、クラウニングが施されている。
　また、トランスミッションユニットの小型化（軸方向長さ短縮）のため、軸受幅Ｗは、軸受外径Ｄに対して、Ｄ／Ｗ値で３．０以上としている。ただし、傾きによってスキューが発生すると、スラスト荷重を受けた際の焼き付き寿命が低下する場合があり、円筒ころ３０の座りを良くするためには、ころ径Ｄａ、ころ長Ｌの関係Ｌ／Ｄａを１．２以上、１．８以下としている。
　また、図４に示すトランスミッション１００のような場合、外部から潤滑油が供給されるが、潤滑油は、円筒ころ３０に対して内輪鍔を有する側と軸方向において反対側の、外輪１０と内輪２０の開口部５０から流入するので、軸受内部への開口面積を大きくし、外輪鍔１２及び内輪鍔２２に十分な量の潤滑油を供給することができる。そして、軸方向に移動する潤滑油が内輪鍔２２を、また、遠心力により外径方向に移動する潤滑油が外輪鍔１２をそれぞれ潤滑するので、円筒ころ軸受１の内部の潤滑状態を良好に保つことができる。
　さらに、保持器４０の板厚も考慮して、外輪鍔１２及び内輪鍔２２間に存在する径方向隙間Ｃを２ｍｍ以下、好ましくは、１．５ｍｍ以下とすることで、一時的に供給油量が減少した場合であっても、軸受内部に残存した一部の潤滑油の影響により、焼き付きの発生を抑制することができる。
　さらに、外輪鍔１２の径方向高さＡは、内輪鍔２２の径方向高さＢよりも大きくしている（Ａ＞Ｂ）。なお、好ましくは、各鍔高さの範囲は、１．２Ｂ≦Ａ≦１．５Ｂであり、より好ましくは、１．２Ｂ≦Ａ≦１．４Ｂに設定される。さらに、内輪鍔２２の内側面２３の傾斜角度を、外輪鍔１２の内側面１３の傾斜角度よりも大きくしてもよい。
　これにより、外輪１０及び内輪２０に相対的な傾きが発生した場合、円筒ころ３０は、高さが大きい外輪１０の両外輪鍔１２により外輪軌道面１１に安定して保持される為、エッジロードの発生が抑制される。内輪鍔２２の内側面２３の傾斜角度を大きくすれば、内輪２０と円筒ころ３０とが相対的に傾いた場合でも、エッジロードが発生する事を抑制できる。
　また、保持器４０は外輪案内方式であるため、外輪鍔１２の内径と保持器４０の両端の外径面との隙間を小さくしている。これにより、保持器４０の内径側から流入した潤滑油は外部空間に流出する事無く外輪鍔１２を潤滑すると共に、保持器４０は外輪鍔１２により案内されて高回転時でも安定して回転する事ができる。
　以上説明したように、本実施形態の円筒ころ軸受１によれば、内周面に、外輪軌道面１１と、該外輪軌道面１１の軸方向両側に設けられた一対の外輪鍔１２と、を有する外輪１０と、外周面に、内輪軌道面２１と、該内輪軌道面２１の軸方向片側に設けられた内輪鍔２２と、を有する内輪２０と、外輪軌道面１１と内輪軌道面２１との間に配置された複数の円筒ころ３０と、を備える。そして、外輪鍔１２の径方向高さＡを、内輪鍔２２の径方向高さＢよりも大きくしたので、外輪１０及び内輪２０に相対的な傾きが発生した場合、円筒ころ３０は、高さが大きい外輪鍔１２により外輪軌道面１１に安定して保持される為、エッジロードの発生を抑制することができる。また、外輪鍔１２と内輪鍔２２との間の径方向隙間Ｃは、２ｍｍ以下に設定されるので、一時的に供給油量が減少した場合であっても、軸受内部に残存した一部の潤滑油の影響により、焼き付きの発生を抑制することができる。
　また、軸受幅をＷ、軸受外径をＤとすると、Ｄ／Ｗは、３．０以上であり、円筒ころ３０のころ径をＤａ、ころ長さをＬとすると、Ｌ／Ｄａは、１．２以上１．８以下であるので、軸受の軸方向長さを短縮することができると共に、スキューの発生を抑制することができる。
　さらに、円筒ころ３０の転動面３２には、曲率半径が３００～７００ｍｍの単一円弧からなるクラウニング、または、軸方向中央部分３２ａを曲率半径が３０００～４０００ｍｍの単一円弧とし、該軸方向中央部分３２ａの両側部分３２ｂを対数曲線形状によって落ち量を変化させるようにした複合クラウニングが施される。また、外輪鍔１２及び内輪鍔２２の円筒ころ３０との接触面には、１０′～３０′の傾斜が形成されている。したがって、外輪１０と内輪２０との相対傾きが発生したときでも、エッジロードの発生を抑制することができ、円筒ころ３０がチルトしても焼き付きを抑制することができる。
　なお、円筒ころ３０の転動面３２に複合クラウニングが施された場合には、最大接触面圧の低減が可能となり、軸受の長寿命化が見込め、また、円筒ころ３０の座りが改善するため、円筒ころ３０のスキューが低減し、発熱を抑えることが可能となる。
　また、本実施形態のトランスミッション用軸受装置によれば、エンジントルクが入力される入力軸１０１又は従動軸が、少なくともすべり軸受１０３と上述した円筒ころ軸受１とによって回転自在に支持され、円筒ころ軸受１は、片側方向のスラスト荷重を支承すると共に、外輪１０と内輪２０の相対傾きを許容するので、トランスミッション１００の大幅な小型化を実現することができる。
　さらに、円筒ころ３０に対して内輪鍔２２が設けられる側と反対側における、外輪１０と内輪２０との間の開口部５０から潤滑油が供給されるので、軸受内部への開口面積を大きくし、外輪鍔１２及び内輪鍔２２に十分な量の潤滑油を供給することができる。
　ここで、本実施形態の円筒ころ軸受１に対して、円筒ころ３０の転動面３２の形状を変えながら検証実験を行うことで、その効果を確認した。なお、検証実験は、以下の条件にて行われ、また、目標寿命を１２０Ｈｒｓとした。
　検証実験条件
　　　　・　荷重：０．４Ｃ　（Ｃ：基本動定格荷重）
　　　　・　回転数：３０００ｒｐｍ
　　　　・　潤滑条件：ＡＴＦ，１２０℃，油浴
　　　　・　異物：０．０５ｇ／Ｌ (異物サイズ：１０～５０μｍ，鉄系)
　　　　・　傾き：０ｒａｄ（傾きなし）, ３／１０００ｒａｄ（傾きあり）
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000001
　表１は、転動面３２に単一円弧からなるクラウニングが施された円筒ころ３０を用いた場合の実験結果を示している。表１からわかるように、曲率半径が３００～７００ｍｍであれば、円筒ころ３０と軌道面との間に相対傾きがあっても目標寿命をクリアすることが確認できた。一方、曲率半径が２００ｍｍの場合、傾きがあっても寿命は低下しないが、接触面圧が高い為、目標寿命に達しなかった。また、曲率半径が８００ｍｍの場合、傾きがあると目標寿命をクリアすることができなかった。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000002
　また、表２は、転動面３２の軸方向中央部３２ａを単一円弧とし、軸方向両端部分３２ｂを対数曲線形状によって落ち量を変化させた円筒ころ３０を用いた場合の実験結果を示している。表２からわかるように、軸方向中央部３２ａの曲率半径を３０００～４０００ｍｍの単一円弧とし、円筒ころ３０のころ長さＬに対する軸方向中央部３２ａの軸方向長さと、円筒ころ径Ｄａに対する端部の落ち量とを表２のように規制した範囲では、目標寿命をクリアすることが確認できた。一方、上記の範囲外の転動面３２の場合には、傾きなし及び傾きありの両方の状態に於いて、目標寿命をクリアする事ができなかった。
　尚、本発明は、前述した各実施形態に限定されるものではなく、適宜、変形、改良、等が可能である。
　上記実施形態では、本発明の円筒ころ軸受は、トランスミッションに適用されるものとして説明されたが、これに限定されるものでなく、他の装置に適用されてもよい。
　また、本出願は、２０１３年１１月２１日出願の日本特許出願２０１３－２４１２８０号、及び２０１４年９月５日出願の日本特許出願２０１４－１８１４６１号に基づき、その内容は参照としてここに取り込まれる。
１　　　 円筒ころ軸受
１０   　外輪
１２   　外輪鍔
１３   　内側面（接触面）
２０   　内輪
２２   　内輪鍔
２３   　内側面（接触面）
３０   　円筒ころ
３２   　転動面
Ｄ     　軸受外径
Ｄａ   　ころ径
Ｌ     　ころ長さ
Ｗ     　軸受幅

Claims (6)

  1. 　内周面に、外輪軌道面と、該外輪軌道面の軸方向両側に設けられた一対の外輪鍔と、を有する外輪と、
    　外周面に、内輪軌道面と、該内輪軌道面の軸方向片側に設けられた内輪鍔と、を有する内輪と、
    　前記外輪軌道面と前記内輪軌道面との間に配置された複数の円筒ころと、
    を備えた円筒ころ軸受であって、
    　前記外輪鍔と前記内輪鍔との間の径方向隙間は、２ｍｍ以下に設定され、
    　前記外輪鍔の径方向高さは、前記内輪鍔の径方向高さよりも大きいことを特徴とする円筒ころ軸受。
  2. 　軸受幅をＷ、軸受外径をＤとすると、Ｄ／Ｗは、３．０以上であり、
    　前記円筒ころのころ径をＤａ、ころ長さをＬとすると、Ｌ／Ｄａは、１．２以上１．８以下であることを特徴とする請求項１に記載の円筒ころ軸受。
  3. 　前記円筒ころの転動面には、曲率半径が３００～７００ｍｍの単一円弧からなるクラウニングが施され、
    　前記外輪鍔及び前記内輪鍔の前記円筒ころとの接触面には、１０′～３０′の傾斜が形成されていることを特徴とする請求項１又は２に記載の円筒ころ軸受。
  4. 　前記円筒ころの転動面には、その軸方向中央部分を曲率半径が３０００～４０００ｍｍの単一円弧とし、該軸方向中央部分の両側部分を対数曲線形状によって落ち量を変化させるようにした複合クラウニングが施され、
    　前記外輪鍔及び前記内輪鍔の前記円筒ころとの接触面には、１０′～３０′の傾斜が形成されていることを特徴とする請求項１又は２に記載の円筒ころ軸受。
  5. 　エンジントルクが入力される入力軸又は従動軸が、少なくともすべり軸受と請求項１～４のいずれか１項に記載の円筒ころ軸受とによって回転自在に支持され、
    　前記円筒ころ軸受は、片側方向のスラスト荷重を支承すると共に、前記外輪と前記内輪の相対傾きを許容することを特徴とするトランスミッション用軸受装置。
  6. 　前記円筒ころに対して前記内輪鍔が設けられる側と反対側における、前記外輪と前記内輪との間の開口部から潤滑油が供給されることを特徴とする請求項５に記載のトランスミッション用軸受装置。
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