WO2020059695A1 - 軸受装置 - Google Patents

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housing
fitting surface
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隼人 川口
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Ntn株式会社
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Definitions

  • the present invention relates to a bearing device in which a rolling bearing is interposed between a shaft and a housing.
  • the bearing ring of a rolling bearing that receives a radial load acting between the shaft and the housing is fitted to the outer periphery of the shaft or the inner periphery of the housing.
  • the fitting surfaces respectively formed on the bearing ring, the shaft, and the housing are generally cylindrical.
  • the fitting between the fitting surface formed on the inner or outer circumference of the bearing ring and the fitting surface formed on the shaft or the housing is tightly fitted in consideration of load conditions, assemblability of the device, and the like. Normal fit or clearance fit is selected.
  • the clearance-fitted bearing ring may creep, that is, may be displaced in the circumferential direction with respect to the shaft or housing as the mating member of the fitting.
  • a raceway outside the rolling bearing is loosely fitted in the housing to facilitate assembly into the housing.
  • the outer race may creep due to an unbalance load of the shaft at the time of a load or high-speed rotation.
  • a traveling wave is generated on the surface of the bearing ring, and the traveling wave transports the bearing ring itself. That is, when the rolling element load acts on the raceway surface of the raceway, the surface of the raceway protrudes immediately below the raceway surface, causing a wavy motion. When the bearing rotates, the rolling elements revolve, so that the waves on the surface thereof become traveling waves.
  • the traveling wave generated on the surface of the bearing ring has peristaltic behavior in the circumferential and radial directions over the load zone of the rolling bearing. The traveling wave attempts to transfer the mating member in the direction opposite to the revolving direction of the rolling element, but is pushed back by the resistance of the mating member (shaft or housing). That is, creep that rotates in the same direction as the bearing rotation occurs.
  • a circumferential groove extending in a circumferential direction in a housing which is a mating member in order to suppress creep of an outer race which is loosely fitted in a housing.
  • the circumferential groove is formed so as to axially divide a part of the fitting surface of the mating member that is continuous over the entire circumference in the circumferential direction, which is located in the load zone of the radial load, in the axial direction.
  • Such a circumferential groove acts as a relief groove in the load zone of the bearing ring that receives a radial load, and suppresses the generation of creep.
  • the groove width of the circumferential groove formed in the mating member (housing) is set to be approximately equal to the width of the raceway surface of the bearing ring.
  • the maximum depth of the circumferential groove is set to be equal to or less than the maximum amount of elastic deformation generated in the bearing ring by the radial load applied to the rolling bearing.
  • a maximum radial load is applied to the rolling bearing between the shaft and the housing, and a maximum elastic deformation amount is formed on the fitting surface of the raceway ring waving just below the raceway surface in the center in the circumferential direction of the load bearing zone.
  • the fitting surface contacts the groove bottom of the peripheral groove of the mating member at the maximum elastic deformation portion (corrugated peak), and relatively strongly contacts the groove edges on both sides of the peripheral groove. become. Since the mating member receives the above-mentioned traveling wave to some extent at these contact portions, there is a concern that creep of the bearing ring may be allowed.
  • an object to be solved by the present invention is to further suppress creep of a bearing ring in a bearing device in which a bearing ring of a rolling bearing is loosely fitted to a mating member that is a shaft or a housing.
  • the present invention includes a shaft, a housing surrounding the shaft, and a rolling bearing interposed between the shaft and the housing, wherein the rolling bearing is provided between the shaft and the housing.
  • a bearing device having a bearing ring which is loosely fitted with a mating member which is one of them, wherein the bearing ring and the mating member have a fitting surface extending in a circumferential direction; At least one has a flank that divides the fitting surface of the bearing ring or the mating member over the entire width, and the at least one flank has a radial load of a radial load applied to the rolling bearing.
  • a configuration is adopted in which a radial gap is left between the bearing ring and the mating member in a load application zone where a maximum radial load is applied within the range.
  • At least one of the bearing ring and a mating member that is a shaft or a housing that is clearance-fitted with the bearing ring forms a flank that divides the fitting surface of the bearing ring or the mating member over the entire width. Because of this, it is possible to generate a radial gap that extends over the entire width of the fitting between the race and the mating member. The radial gap remains even in the load zone where the maximum radial load is applied within the range of the radial load applied to the rolling bearing between the shaft and the housing.
  • the bearing ring has the flank.
  • the flank is formed on the mating member, the creep suppressing effect cannot be exerted when the flank is not arranged in the load area.
  • the flank is formed only on the raceway to secure the above-mentioned radial gap, even if the flank is located in a region different from the load direction, the raceway is fixed. When the creep occurs, the flank enters the load application area and the above-mentioned radial gap is formed, so that the creep of the bearing ring can be suppressed thereafter.
  • the mating member is made of the housing.
  • the flank surface can be formed only by a simple process of cutting the outer periphery of the bearing ring into a non-circular shape while avoiding a complicated housing shape.
  • the flank has a maximum radial depth at a central portion of a circumferential length of the flank with respect to a diameter of the fitting surface to be divided, and is distant in a circumferential direction from the central portion.
  • the shape may be such that the radial depth is reduced as the position is increased.
  • the wavy deformation of the bearing ring becomes maximum at the center in the circumferential direction of the load application area, and becomes smaller as the distance from the center in the circumferential direction increases.
  • the radial depth between the flank and the mating surface to be divided is maximized at the center of the circumferential length of the flank, and is reduced as the position is further away from the center in the circumferential direction. With this arrangement, it is possible to suppress the thickness reduction of the raceway or the mating member forming the flank.
  • the flank has a shape smoothly continuing with the mating surface to be divided.
  • the boundary between the flank and the mating surface does not form an angle (edge), and the surface pressure between the bearing ring and the mating member contacting on the boundary can be reduced.
  • the bearing device includes a shaft 1, a housing 2 surrounding the shaft 1, and a rolling bearing 3 interposed between the shaft 1 and the housing 2.
  • axial direction a direction along a circumference that circles around the rotation center line
  • radial direction a direction orthogonal to the rotation center line
  • the shaft 1 rotates relative to the housing 2.
  • the shaft 1 is, for example, a transmission shaft provided in a transmission of an automobile.
  • the shaft 1 has a fitting surface 1a extending in the circumferential direction.
  • the fitting surface 1 a is formed in a cylindrical shape concentric with the rotation center line of the shaft 1.
  • the housing 2 is stationary with respect to the shaft 1 and supports the rolling bearing 3 in the radial direction.
  • the housing 2 is, for example, a partition formed as a part of a transmission case of an automobile.
  • the housing 2 has a fitting surface 2a extending in the circumferential direction.
  • the fitting surface 2a is formed in a cylindrical shape surrounding the fitting surface 1a of the shaft 1 from outside.
  • the center line of the fitting surface 2a is set concentric with the rotation center of the shaft 1.
  • the rolling bearing 3 rotatably supports the shaft 1 with respect to the housing 2 and receives a radial load acting between the shaft 1 and the housing 2.
  • the radial load is unidirectional.
  • a radial load is applied to the rolling bearing 3 between the fitting surface 1a of the shaft 1 and the fitting surface 2a of the housing 2.
  • the rolling bearing 3 includes an inner race 4 attached to the shaft 1, an outer race 5 attached to the housing 2, a plurality of rolling elements 6 interposed between the two races 4, 5. And a retainer 7 for keeping a circumferential interval between the rolling elements 6.
  • a deep groove ball bearing is exemplified as the rolling bearing 3.
  • the inner race 4 is an annular bearing component having a raceway surface 4a extending in the circumferential direction on the outer peripheral side and a fitting surface 4b extending in the circumferential direction on the inner peripheral side.
  • the raceway surface 4a is capable of contacting the rolling element 6 at a nominal contact angle of 0 ° over the entire circumference in the circumferential direction.
  • the fitting surface 4b is formed in a cylindrical shape concentric with the fitting surface 1a of the shaft 1.
  • the width (length in the axial direction) of the fitting surface 4b is constant over the entire circumference in the circumferential direction.
  • the fit between the fitting surface 4b of the inner race 4 and the fitting surface 1a of the shaft 1 is set to a tight fit with a tight allowance.
  • the inner race 4 is fixed so as to rotate integrally with the shaft 1 by tight fitting.
  • the outer race 5 is an annular bearing component having a raceway surface 5a extending in the circumferential direction on the inner peripheral side and a fitting surface 5b extending in the circumferential direction on the outer peripheral side.
  • the raceway surface 5a is capable of contacting the rolling element 6 at a nominal contact angle of 0 ° over the entire circumference in the circumferential direction.
  • the outer race 5 is loosely fitted to the housing 2 as a mating member, which is one of the shaft 1 and the housing 2.
  • FIGS. 3 and 4 show the shape of the bearing ring 5 in a natural state where no load is applied to the outer bearing ring 5.
  • the fitting surface 5b of the outer race 5 is formed in an arc shape.
  • the fitting surface 5b defines the outer diameter of the outer race 5.
  • the diameter of the fitting surface 5b corresponds to the diameter of the virtual circle C circumscribing the fitting surface 5b.
  • the arc-shaped surface of the fitting surface 5b is set concentric with the fitting surface 4b of the inner race 4 shown in FIGS.
  • the width (length in the axial direction) of the fitting surface 5b is constant over the entire circumference in the circumferential direction.
  • the diameter of the fitting surface 5 b of the outer race 5 is smaller than the diameter of the fitting surface 2 a of the housing 2.
  • the fitting surface 5b of the outer race 5 and the fitting surface 2a of the housing 2 are brought into contact by a radial load applied to the rolling bearing 3 from the shaft 1.
  • the outer race 5 has a flank 5c that divides the fitting surface 5b of the race 5 over its entire width. Since the flank 5c extends over the entire width of the fitting surface 5b, the fitting surface 5b is completely bisected in the circumferential direction.
  • the flank 5c has a maximum radial depth ⁇ at the center of the circumferential length of the flank 5c with respect to the diameter of the fitting surface 5b to be divided, and The shape is such that the radial depth is reduced as the position is more distant in the circumferential direction from the portion.
  • the maximum radial depth ⁇ corresponds to the radial distance between the virtual circle C and the flank 5c.
  • the flank 5c is continuous between both ends e, e in the circumferential direction of the mating surface 5b to be divided so as to form a substantially arcuate surface along the axial direction.
  • the radius of curvature of the substantially arc-shaped surface is larger than that of the fitting surface 5b, and the center line (curvature center) of the arc-shaped surface is displaced in one radial direction from the center line of the fitting surface 5b (see FIG. 3 is set downward).
  • the circumferential length of the flank 5c can be defined by the angle ⁇ around the rotation center line of the shaft 1.
  • the pitch angle between the rolling elements 6 shown in FIG. 1 is ⁇
  • the angle ⁇ corresponding to the circumferential length of the flank 5c shown in FIG. 3 is set to, for example, 0 ⁇ ⁇ 2 ⁇ . be able to.
  • the radial depth ⁇ can be set to, for example, 0.005H ⁇ ⁇ ⁇ 0.1H.
  • the maximum radial depth ⁇ of the flank 5c is preferably set to 0.01H ⁇ ⁇ ⁇ 0.05H in order to suppress the deflection and stress of the outer race 5 due to the radial load.
  • the flank 5c creates a radial gap g between the outer periphery of the outer race 5 and the fitting surface 2a of the housing 2, as shown in FIGS. Since the radial gap g is formed by the flank 5 c that divides the entire width of the fitting surface 5 b that defines the outer diameter of the outer race 5, the outer circumference of the outer race 5 and the inner space of the housing 2 are formed. The space extends over the entire fitting width of the circumference (corresponding to the entire width of the fitting surface 5b), and axially penetrates between the outer periphery of the outer race 5 and the fitting surface 2a of the housing 2.
  • the flank 5c is a load-bearing zone when the maximum radial load F is applied to the rolling bearing 3, and forms a radial gap g between the outer periphery of the outer race 5 and the fitting surface 2a of the housing 2. It is formed so that it can be left.
  • the maximum radial load F is the largest radial load within the fluctuation range of the radial load applied to the rolling bearing 3 during the operation of the bearing device.
  • a load bearing zone that receives a radial load extends substantially half way around the rolling bearings 3.
  • the central portion in the circumferential direction of the load load zone is located at a position corresponding to the load direction of the radial load (corresponding to a position in the arrow direction extension of the radial load F in FIG. 1). Since the outer race 5 receives a radial load on the raceway surface 5a via the rolling elements 6 in the load bearing zone, the outer race 5 is elastically deformed. At this time, in the load bearing zone of the rolling bearing 3, the fitting surface 5b and the flank 5c of the outer race 5 (especially, a portion immediately below the raceway 5a) are deformed in a wavy manner.
  • the wavy radial height is maximum at the center in the circumferential direction of the load bearing zone, and becomes smaller as the distance from the center in the circumferential direction increases.
  • the maximum radial depth ⁇ of the flank 5c shown in FIG. 3 is set to be larger than the aforementioned wavy maximum radial height in the load bearing zone of the rolling bearing 3 when the maximum radial load F is applied. Have been.
  • the flank 5c is fitted from the center of the circumferential length of the flank 5c so that the radial depth does not exceed the wavy radial height reduction corresponding to the circumferential position. It gradually decreases toward the end e of the surface 5b.
  • the outer race 5 is supported in the radial direction at a contact portion between the fitting surface 5b and a portion of the rolling bearing 3 shown in FIG. Will be. At the contact portion, a slight wavy deformation of the fitting surface 5b contacts the fitting surface 2a. Even when the maximum radial load F is applied to the rolling bearing 3, the reaction force from the fitting surface 2 a that undergoes slight wavy deformation causes the race 5 to creep at the above-mentioned contact portion located in the load application zone. Not as powerful.
  • the outer race is provided in the load bearing zone of the rolling bearing 3 when the maximum radial load F is applied. Even if the outer periphery (the fitting surface 5b and the flank 5c) of the outer ring 5 is deformed in a wavy manner, a radial gap g remains, and in a circumferential region where the radial gap g remains, the wavy deformed portion of the outer race 5 is formed. And the fitting surface 2a of the housing 2 cannot contact each other.
  • the bearing device since only the raceway 5 has the flank 5c of the outer race 5 and the housing 2 which is a mating member of the clearance fit, the load direction in which the flank 5c fluctuates. Even if the bearing ring 5 is located in a different area, if the bearing ring 5 causes a constant creep (at most, one round), the flank 5c enters the load area and the radial gap g is formed. After that, creep of the bearing ring 5 can be suppressed.
  • flank surfaces are formed only on the mating member to secure the radial gap as described above, It is also possible to form flank surfaces on both the bearing ring and the race so as to secure the same radial gap on both flank surfaces.
  • a predetermined creep suppressing effect can be obtained by fitting the bearing ring and the mating member so as to generate the above-described radial gap at a position suitable for the load load region of the corresponding rolling bearing. is there.
  • flank 5c only on the bearing ring 5 to form the radial gap g.
  • the outer race 5 and the housing 2 are clearance-fitted, and the flank 5c is formed only on the race 5, so that the shape of the housing 2 is complicated. Avoiding, the flank 5c can be formed only by simple processing of cutting the outer periphery of the bearing ring 5 into a non-circular shape.
  • the housing is formed as part of a transmission case, the housing is molded in a mold.
  • the circumferential groove becomes an undercut, making it difficult to manufacture the housing.
  • a flank 5c is formed only on the outer race 5 Since the undercut shape is not required on the fitting surface 2a of the housing 2, the manufacture of the housing 2 does not become difficult.
  • this bearing device has a maximum radial depth ⁇ at the center of the circumferential length of the flank 5c with respect to the diameter of the fitting surface 5b at which the flank 5c divides, and from the center. Since the shape is such that the depth in the radial direction is smaller as the position is farther in the circumferential direction, the thickness reduction of the bearing ring 5 forming the flank 5c can be suppressed.
  • the rolling bearing 3 of the prototype is equivalent to 6208 in the reference number adopted by the present applicant.
  • the angle ⁇ defining the circumferential length of the flank 5c shown in FIG. 3 was set to 35 °, and the maximum radial depth ⁇ was set to 0.5 mm.
  • P is a radial load
  • C is a basic dynamic load rating.
  • the oil for lubricating the rolling bearing 3 was CVTF, and the oil bath lubrication was such that the lowermost rolling element of the rolling bearing 3 was immersed.
  • the temperature condition was set to normal temperature.
  • the flank 5c is formed only on the outer race 5; however, the shape and arrangement of the flank depends on the load conditions of the bearing device, such as the static load, the rotational load, and the maximum radial load F. What is necessary is just to determine suitably in consideration of the rotational force given to a bearing ring by the contact of the fitting surface of a bearing ring and the fitting surface of a mating member in a magnitude
  • the flank may be formed only on the mating member, or may be formed on both the bearing ring and the mating member, so as to secure a required radial gap between both facing flank surfaces. Is also good.
  • the flank 5c is formed in a substantially arc shape to suppress the thickness reduction of the race ring 5, but the flank shape for suppressing the thickness reduction is not limited to the substantially arc shape.
  • FIG. 5 shows a second embodiment as an example. In the following, only differences from the first embodiment will be described.
  • the bearing device according to the second embodiment has a planar flank 8b that is continuous between both ends e of the fitting surface 8a of the bearing ring 8 in the circumferential direction. Since the radial depth of the flank 8b decreases as the position is closer to both ends e and e in the circumferential direction, the thickness reduction of the bearing ring 8 can also be suppressed by the second embodiment.
  • FIG. 6 shows a third embodiment as an example.
  • the bearing device has a flank 9b radially recessed stepwise from both circumferential ends e of the fitting surface 9a of the bearing ring 9.
  • the substantially entire length of the flank 9b in the circumferential direction is an arcuate surface extending in a direction parallel to the fitting surface 9a. Both ends in the circumferential direction of the flank 9b are stepped and extend radially toward the circumferential end e of the mating surface 9a on the corresponding side. Since the flank 9b of the third embodiment has the maximum radial depth over the entire length in the circumferential direction, it is possible to make it difficult for fine foreign matter to accumulate in the radial gap.
  • FIG. 7 shows a fourth embodiment as an example.
  • the flank surface according to the fourth embodiment is an arcuate surface portion 10a in which the circumferential length of the flank surface of the first embodiment is slightly shortened, and the circumferential end of the arcuate surface portion 10a and the fitting surface 5b. e and a continuous end 10b.
  • the end 10b of the flank has a shape in which the rate of change of the radial depth per circumferential direction is smaller than that of the arc-shaped portion 10a, and smoothly continues to the circumferential end e of the fitting surface 5b. .
  • the flank end 10b of the flank according to the fourth embodiment has a shape that is smoothly continuous with the mating surface 5b to be separated, the flank end 10b is on the boundary of the mating surface 5b of the raceway ring (the circumferential end e). Position) can be reduced in contact pressure with the mating member.
  • the end 10b of the flank is illustrated as a single arc-shaped surface having a particularly small curvature, but is not limited to this, and is not limited to this, and may have a crowning shape composed of a plurality of curved surfaces or a curved surface defined by a logarithmic function. It is also possible to employ. Also, the flank end 10b is shown as a modified example of the first embodiment. However, in the above-described second and third embodiments, the shape of the flank end is changed to smoothly connect with the fitting surface. May be. For example, when the end of the flank has a stepped shape as in the third embodiment, if the end of the flank is formed in an R-chamfered shape, the end can be smoothly connected to the circumferential end of the fitting surface.

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Abstract

転がり軸受（３）の軌道輪（５）を軸（１）とハウジング（２）である相手部材にすきま嵌めした軸受装置において、当該軌道輪（５）のクリープをより抑制する。軌道輪（５）と相手部材（２）のうち、軌道輪（５）が、その嵌め合い面（５ｂ）を全幅に亘って分断する逃げ面（５ｃ）を有し、逃げ面（５ｃ）は、軌道輪（５）とハウジング（２）間に径方向隙間（ｇ）を形成し、径方向隙間（ｇ）が残る荷重負荷領域では、軌道輪（５）の波状変形部とハウジング（２）の嵌め合い面（２ａ）の接触がなく、軌道輪（５）の波状変形が軌道輪（５）をクリープさせる進行波として作用しない。

Description

軸受装置
　この発明は、軸とハウジング間に転がり軸受が介在する軸受装置に関する。
　軸とハウジング間に作用するラジアル荷重を受ける転がり軸受の軌道輪は、軸の外周又はハウジングの内周に嵌合される。軌道輪、軸、ハウジングにそれぞれ形成される嵌め合い面は、通常、円筒面状である。軌道輪の内周又は外周に形成された嵌め合い面と、軸又はハウジングに形成された嵌め合い面との間の嵌め合いは、荷重条件、装置の組立て性等を考慮して、しまり嵌め、普通嵌め、すきま嵌めの中から選択される。すきま嵌めされた軌道輪は、クリープする、すなわち、その嵌合の相手部材である軸又はハウジングに対して円周方向に位置ずれを起こすことがある。
　例えば、自動車のトランスミッションの軸を転がり軸受を介してハウジングに支持する軸受装置では、ハウジングへの組み付けを容易にするため、転がり軸受の外方の軌道輪がハウジングにすきま嵌めされている。このため、荷重負荷時や高速回転時の軸のアンバランス荷重などにより、外方の軌道輪がクリープすることがある。
　そのクリープの機序として、軌道輪の表面に進行波が発生し、その進行波が軌道輪自体を移送させることが知られている。すなわち、転動体荷重が軌道輪の軌道面に作用すると、その直下で軌道輪の表面が突出し、波打つ。軸受が回転すると転動体も公転するため、その表面の波打ちが進行波となる。軌道輪の表面に発生する進行波は、転がり軸受の負荷圏にわたり円周方向および半径方向へのぜん動運動的な挙動をとる。その進行波が相手部材を転動体の公転方向と逆方向に移送しようとするが、相手部材（軸又はハウジング）の抵抗で逆に押し戻される形となり、結果、軌道輪が転動体の公転方向、すなわち軸受回転と同方向に回転するクリープを起こすことになる。
　従来、転がり軸受に備わる内外の軌道輪のうち、ハウジングにすきま嵌めされた外方の軌道輪のクリープを抑制するため、相手部材であるハウジングにおいて円周方向に延びる周溝を形成することが提案されている。この周溝は、円周方向全周に連続する相手部材の嵌め合い面のうち、ラジアル荷重の負荷圏に位置する円周方向一部分を、軸方向に二分するように形成されている。このような周溝は、ラジアル荷重を受ける軌道輪の負荷圏において逃げ溝として作用し、クリープの発生を抑制する。
特開２０１７－１３７８９６号公報
　しかしながら、特許文献１では、相手部材（ハウジング）に形成された周溝の溝幅が、軌道輪の軌道面と同幅程度に設定されている。また、その周溝の最大深さが、転がり軸受に負荷されるラジアル荷重によって軌道輪に生じる最大の弾性変形量以下に設定されている。このような周溝では、軸とハウジング間で転がり軸受に最大のラジアル荷重が負荷され、荷重負荷圏の円周方向中央部において軌道面直下で波打つ軌道輪の嵌め合い面に最大の弾性変形量が生じたとき、その嵌め合い面は、最大の弾性変形部位（波状のピーク）において相手部材の周溝の溝底に接触し、また、周溝の両側の溝縁に比較的強く接触することになる。それら接触部で相手部材が前述の進行波をある程度受けるため、軌道輪のクリープを許す懸念がある。
　上述の背景に鑑み、この発明が解決しようとする課題は、転がり軸受の軌道輪を軸又はハウジングである相手部材にすきま嵌めした軸受装置において、当該軌道輪のクリープをより抑制することにある。
　上記の課題を達成するため、この発明は、軸と、前記軸を取り囲むハウジングと、前記軸と前記ハウジングとの間に介在する転がり軸受とを備え、前記転がり軸受が、前記軸と前記ハウジングのうちのいずれか一方である相手部材とすきま嵌めされた軌道輪を有し、前記軌道輪と前記相手部材が、円周方向に延びる嵌め合い面を有する軸受装置において、前記軌道輪と前記相手部材のうちの少なくとも一つが、当該軌道輪又は当該相手部材の前記嵌め合い面を全幅に亘って分断する逃げ面を有し、前記少なくとも一つの逃げ面が、前記転がり軸受に負荷されるラジアル荷重の範囲内で最大のラジアル荷重を負荷された場合の荷重負荷圏で前記軌道輪と前記相手部材間に径方向隙間を残せるように形成されている構成を採用した。
　上記構成によれば、軌道輪と、これとすきま嵌めされた軸又はハウジングである相手部材のうち、少なくとも一つが、当該軌道輪又は相手部材の嵌め合い面を全幅に亘って分断する逃げ面を有するので、その軌道輪と相手部材間には、互いの嵌め合いの全幅に及ぶ径方向隙間を生じさせることが可能である。その径方向隙間は、軸とハウジング間で転がり軸受に負荷されるラジアル荷重の範囲内で最大のラジアル荷重を負荷された場合の荷重負荷圏においても残る。このため、その径方向隙間の残る領域では、軌道輪の嵌め合い面が波状に変形しても相手部材に接触することがなく、その波状変形が軌道輪をクリープさせる進行波として作用することがない。これにより、特許文献１のように円周方向に延びる周溝でクリープを抑制する場合に比して、軌道輪のクリープをより抑制することができる。
　具体的には、前記軌道輪のみが前記逃げ面を有することが好ましい。相手部材に逃げ面を形成する場合、その逃げ面が荷重負荷域に配置されなかったとき、クリープ抑制効果を発揮できない。一方、軌道輪のみに逃げ面を形成して前述の径方向隙間を確保しておけば、例え、その逃げ面が荷重方向と異なる領域に位置していた場合であっても、軌道輪が一定のクリープを起こせば、逃げ面が荷重負荷域に入って前述の径方向隙間が形成されるため、それ以降は軌道輪のクリープを抑制することができる。
　ここで、前記相手部材が前記ハウジングからなることがより好ましい。このようにすると、ハウジングと軌道輪がすきま嵌めされた軸受装置において、ハウジング形状の複雑化を避け、軌道輪の外周を非真円形に削る簡単な加工だけで逃げ面を形成することができる。
　前記逃げ面が、前記分断する嵌め合い面の径寸に対して当該逃げ面の円周方向長さの中央部で最大の径方向深さをもち、かつ、当該中央部から円周方向に遠い位置である程に当該径方向深さを小さくした形状であるとよい。このようにすると、軌道輪の波状変形は荷重負荷域の円周方向中央部で最大となり、その中央部から円周方向に遠くなる程に小さくなる。このため、逃げ面と分断する嵌め合い面間の径方向深さを逃げ面の円周方向長さの中央部で最大とし、その中央部から円周方向に遠い位置である程に小さくしておけば、逃げ面を形成する軌道輪又は相手部材の減肉を抑えることができる。
　前記逃げ面が、前記分断する嵌め合い面と滑らかに連続する形状であるとよい。このようにすると、逃げ面と嵌め合い面の境界が角（エッジ）にならず、その境界上で接触する軌道輪と相手部材間の面圧を緩和することができる。
　上述のように、この発明は、上記構成の採用により、転がり軸受の軌道輪を軸又はハウジングである相手部材にすきま嵌めした軸受装置において、当該軌道輪の軸受回転方向のクリープをより抑制することができる。
この発明の第一実施形態に係る軸受装置を示す正面図 図１のＩＩ－ＩＩ線の断面図 第一実施形態に係る外方の軌道輪を示す正面図 図３に示す外方の軌道輪の断面図 この発明の第二実施形態に係る逃げ面を示す正面図 この発明の第三実施形態に係る逃げ面を示す正面図 この発明の第四実施形態に係る逃げ面の端部付近を示す部分正面図
　この発明に係る一例としての第一実施形態を添付図面に基づいて説明する。
　図１、図２に示すように、第一実施形態に係る軸受装置は、軸１と、軸１を取り囲むハウジング２と、軸１とハウジング２との間に介在する転がり軸受３とを備える。
　以下、転がり軸受３の設計上の回転中心線と軸１の回転中心線とが一致する理想的な状態において、その回転中心に沿った方向のことを「軸方向」という。また、その回転中心線回りに一周する円周に沿った方向のことを「円周方向」という。また、その回転中心線に直交する方向のことを「径方向」という。
　軸１は、ハウジング２に対して相対的に回転する。軸１は、例えば、自動車のトランスミッションに備わる伝達軸である。
　軸１は、円周方向に延びる嵌め合い面１ａを有する。この嵌め合い面１ａは、軸１の回転中心線と同心の円筒面状に形成されている。
　ハウジング２は、軸１に対して静止し、転がり軸受３を径方向に支持する。ハウジング２は、例えば、自動車のトランスミッションケースの一部として形成された隔壁である。
　ハウジング２は、円周方向に延びる嵌め合い面２ａを有する。この嵌め合い面２ａは、軸１の嵌め合い面１ａを外方から取り囲む円筒面状に形成されている。嵌め合い面２ａの中心線は、軸１の回転中心と同心に設定されている。
　転がり軸受３は、ハウジング２に対して軸１を回転自在に支持し、軸１とハウジング２間で作用するラジアル荷重を受ける。この軸受装置では、ラジアル荷重の荷重方向が一方向のものを想定している。この軸受装置の運転中、軸１の嵌め合い面１ａとハウジング２の嵌め合い面２ａ間で転がり軸受３にラジアル荷重が負荷される。
　転がり軸受３は、軸１に取り付けられた内方の軌道輪４と、ハウジング２に取り付けられた外方の軌道輪５と、これら両軌道輪４、５間に介在する複数の転動体６と、これら転動体６間の円周方向の間隔を保つ保持器７とを備える。転がり軸受３として深溝玉軸受が例示されている。
　内方の軌道輪４は、外周側で円周方向に延びる軌道面４ａを有し、内周側で円周方向に延びる嵌め合い面４ｂを有する環状の軸受部品である。軌道面４ａは、円周方向全周において転動体６と呼び接触角０°で接触可能になっている。その嵌め合い面４ｂは、軸１の嵌め合い面１ａと同心の円筒面状に形成されている。その嵌め合い面４ｂの幅（軸方向長さ）は、円周方向全周で一定である。
　内方の軌道輪４の嵌め合い面４ｂと軸１の嵌め合い面１ａ間の嵌め合いは、締め代をもったしまり嵌めに設定されている。内方の軌道輪４は、そのしまり嵌めにより、軸１と一体に回転するように固定されている。
　外方の軌道輪５は、内周側で円周方向に延びる軌道面５ａを有し、外周側で円周方向に延びる嵌め合い面５ｂを有する環状の軸受部品である。軌道面５ａは、円周方向全周において転動体６と呼び接触角０°で接触可能になっている。
　外方の軌道輪５は、軸１とハウジング２のうちのいずれか一方である相手部材としてのハウジング２とすきま嵌めされている。
　図３、図４に、外方の軌道輪５に荷重が負荷されていない自然状態における軌道輪５の形状を示す。外方の軌道輪５の嵌め合い面５ｂは、円弧面状に形成されている。その嵌め合い面５ｂは、外方の軌道輪５の外径を規定する。その嵌め合い面５ｂの径寸は、嵌め合い面５ｂに外接する仮想円Ｃの直径に相当する。その嵌め合い面５ｂにおける円弧面状は、図１、図２に示す内方の軌道輪４の嵌め合い面４ｂと同心に設定されている。その嵌め合い面５ｂの幅（軸方向長さ）は、円周方向全周で一定である。
　外方の軌道輪５の嵌め合い面５ｂの径寸は、ハウジング２の嵌め合い面２ａの直径よりも小径である。外方の軌道輪５の嵌め合い面５ｂと、ハウジング２の嵌め合い面２ａとは、軸１から転がり軸受３に負荷されるラジアル荷重によって接触させられる。
　外方の軌道輪５とハウジング２のうち、外方の軌道輪５のみが、当該軌道輪５の嵌め合い面５ｂを全幅に亘って分断する逃げ面５ｃを有する。その逃げ面５ｃは、その嵌め合い面５ｂの全幅に亘るので、嵌め合い面５ｂを円周方向に完全に二分している。
　図３に示すように、逃げ面５ｃは、分断する嵌め合い面５ｂの径寸に対して逃げ面５ｃの円周方向長さの中央部で最大の径方向深さδをもち、かつ当該中央部から円周方向に遠い位置である程に当該径方向深さを小さくした形状である。最大の径方向深さδは、仮想円Ｃと逃げ面５ｃ間の径方向距離に相当する。
　図示例において、逃げ面５ｃは、軸方向に沿った略円弧面状を成すように、分断する嵌め合い面５ｂの円周方向両端ｅ，ｅ間に連続している。その略円弧面状の曲率半径は、嵌め合い面５ｂよりも大きく、その円弧面状の中心線（曲率中心）は、嵌め合い面５ｂの中心線から径方向の一方向にずれた位置（図３において下方向）に設定されている。
　逃げ面５ｃの円周方向長さは、軸１の回転中心線回りの角度αで規定することができる。ここで、図１に示す転動体６間のピッチ角度をθとしたとき、図３に示す逃げ面５ｃの円周方向長さに対応の角度αは、例えば、０＜α≦２θに設定することができる。ラジアル荷重による外方の軌道輪５のたわみ、応力を抑えた形状にするため、０．５θ≦α≦θに設定することが好ましい。
　図４に示すように、外方の軌道輪５の軌道面５ａと嵌め合い面５ｂ間で径方向に最小の肉厚を外輪肉厚Ｈとしたとき、図３に示す逃げ面５ｃの最大の径方向深さδは、例えば、０．００５Ｈ≦δ≦０．１Ｈに設定することができる。ラジアル荷重による外方の軌道輪５のたわみ、応力を抑えた形状にするため、逃げ面５ｃの最大の径方向深さδは、０．０１Ｈ≦δ≦０．０５Ｈに設定することが好ましい。
　逃げ面５ｃは、図１、図２に示すように、外方の軌道輪５の外周とハウジング２の嵌め合い面２ａとの間に径方向隙間ｇを生じさせる。その径方向隙間ｇは、外方の軌道輪５の外径を規定する嵌め合い面５ｂの全幅を分断する逃げ面５ｃによって形成されるので、外方の軌道輪５の外周とハウジング２の内周の嵌め合いの全幅（嵌め合い面５ｂの全幅に相当）に及び、外方の軌道輪５の外周とハウジング２の嵌め合い面２ａ間を軸方向に貫通する空間となる。
　逃げ面５ｃは、転がり軸受３に最大のラジアル荷重Ｆを負荷された場合の荷重負荷圏で、外方の軌道輪５の外周とハウジング２の嵌め合い面２ａとの間に径方向隙間ｇを残せるように形成されている。ここで、最大のラジアル荷重Ｆは、この軸受装置の運転中に転がり軸受３に負荷されるラジアル荷重の変動範囲内で最も大きなラジアル荷重である。
　転がり軸受３のうち、ラジアル荷重を受ける荷重負荷圏は、転がり軸受３の略半周に及ぶ。その荷重負荷圏の円周方向中央部は、そのラジアル荷重の荷重方向に対応の位置となる（図１においてラジアル荷重Ｆの矢線方向延長上の位置に相当）。外方の軌道輪５は、その荷重負荷圏において転動体６を介してラジアル荷重を軌道面５ａで受けるため、弾性変形を生じる。このとき、転がり軸受３の荷重負荷圏においては、外方の軌道輪５の嵌め合い面５ｂや逃げ面５ｃ（特に軌道面５ａの直下の部位）が波状に変形することになる。その波状の径方向高さは、その荷重負荷圏の円周方向中央部で最大となり、その円周方向中央部から遠くなる程に小さくなる。
　図３に示す逃げ面５ｃの最大の径方向深さδは、最大のラジアル荷重Ｆを負荷された場合の転がり軸受３の荷重負荷圏において、前述の波状の最大の径方向高さよりも大きく設定されている。また、逃げ面５ｃの径方向深さは、前述の円周方向位置に応じた波状の径方向高さ減少分を超えないように、逃げ面５ｃの円周方向長さの中央部から嵌め合い面５ｂの端ｅに向かって次第に小さくなっている。
　なお、図１の径方向隙間ｇ、図３の最大の径方向深さδは、その大きさを誇張して描いている。実際に生じる軌道輪５の波状変形では、嵌め合い面５ｂに対する波状の比高が最大でも数μｍのオーダーである。
　外方の軌道輪５は、嵌め合い面５ｂのうち、図１に示す転がり軸受３の荷重負荷圏内に位置する部分と、ハウジング２の嵌め合い面２ａとの接触部において径方向に支持されることになる。その接触部においては、嵌め合い面５ｂの僅かな波状変形部が嵌め合い面２ａに接する。最大のラジアル荷重Ｆを転がり軸受３に負荷された場合でも、その荷重負荷圏に位置する前述の接触部において、僅かな波状変形を受ける嵌め合い面２ａからの反力は軌道輪５をクリープさせる程の力にならない。
　このような逃げ面５ｃによって図１、図２に示す径方向隙間ｇが形成されているため、最大のラジアル荷重Ｆを負荷された場合の転がり軸受３の荷重負荷圏において、外方の軌道輪５の外周（嵌め合い面５ｂや逃げ面５ｃ）が波状に変形しても径方向隙間ｇが残り、その径方向隙間ｇが残る円周方向領域では、外方の軌道輪５の波状変形部とハウジング２の嵌め合い面２ａとが接触できない。すなわち、この軸受装置の運転中、径方向隙間ｇが残る円周方向領域では、外方の軌道輪５の外周に生じる波状変形部と、ハウジング２の嵌め合い面２ａとの接触が発生しない。このため、転がり軸受３の荷重負荷圏において外方の軌道輪５の外周に生じる波状変形が軌道輪５をクリープさせる進行波として作用することがない。したがって、特許文献１のように軌道輪の最大の弾性変形部（波状変形部）がクリープ抑制用周溝の溝底や溝縁に接触し得る場合に比して、この軸受装置は、軌道輪５のクリープをより抑制することができる。
　また、この軸受装置は、外方の軌道輪５と、そのすきま嵌めの相手部材であるハウジング２のうち、軌道輪５のみが逃げ面５ｃを有するので、その逃げ面５ｃが変動する荷重方向と異なる領域に位置していた場合であっても、軌道輪５が一定のクリープ（最大でも一周）を起こせば、逃げ面５ｃが荷重負荷域に入って前述の径方向隙間ｇが形成されるため、それ以降は軌道輪５のクリープを抑制することができる。
　なお、転がり軸受に負荷されるラジアル荷重の荷重方向が円周方向に変動しない静止荷重である場合、相手部材のみに逃げ面を形成して前述のような径方向隙間を確保したり、相手部材と軌道輪の双方に逃げ面を形成して両逃げ面で同じく径方向隙間を確保したりすることも可能である。静止荷重の場合、対応の転がり軸受の荷重負荷域に適合する位置で前述の径方向隙間を生じさせるように軌道輪と相手部材を嵌合すれば、所定のクリープ抑制効果を得ることが可能である。ただし、相手部材であるハウジング２に逃げ面を形成する場合、誤って相手部材の逃げ面が荷重負荷域に配置されなかったとき、クリープ抑制効果を発揮できない懸念がある。これを避けるため、軌道輪５のみに逃げ面５ｃを形成して径方向隙間ｇを形成することが好ましい。
　また、この軸受装置は、すきま嵌めされるのが外方の軌道輪５とハウジング２であって、その軌道輪５のみに逃げ面５ｃが形成されているので、ハウジング２の形状の複雑化を避け、軌道輪５の外周を非真円形に削る簡単な加工だけで逃げ面５ｃを形成することができる。例えば、トランスミッションケースの一部としてハウジングが形成される場合、ハウジングが型で成形される。特許文献１のようなクリープ抑制用周溝をハウジングに形成する場合、その周溝がアンダーカットとなり、ハウジングの製造が困難となるが、外方の軌道輪５のみに逃げ面５ｃを形成する場合、ハウジング２の嵌め合い面２ａにアンダーカット形状が不要になるため、ハウジング２の製造が困難にならない。
　また、この軸受装置は、逃げ面５ｃが分断する嵌め合い面５ｂの径寸に対して逃げ面５ｃの円周方向長さの中央部で最大の径方向深さδをもちかつ当該中央部から円周方向に遠い位置である程に当該径方向深さを小さくした形状であるので、逃げ面５ｃを形成する軌道輪５の減肉を抑えることができる。
　この軸受装置の試作を行い、そのクリープ抑制効果を確認した。その試作品の転がり軸受３は、本出願人が採用する呼び番号で６２０８相当である。図３に示す逃げ面５ｃの円周方向長さを規定する角度αは、３５°に設定し、最大の径方向深さδは０．５ｍｍに設定した。試験条件は、図１に示す最大のラジアル荷重ＦをＰ／Ｃ＝０．４の一方向荷重とした。ここで、Ｐはラジアル荷重、Ｃは基本動定格荷重である。また、転がり軸受３を潤滑する油をＣＶＴＦとし、転がり軸受３の最下部の転動体を浸漬する程度の油浴潤滑とした。温度条件を常温で出来なりとした。この試作品の試験条件で運転したところ、外方の軌道輪５のクリープの有無を目視で観察して、クリープの防止を確認できた。一方、逃げ面５ｃをもたない点でのみ相違する比較例を同等の試験条件で運転したところ、外方の軌道輪のクリープが発生した。
　この軸受装置では、外方の軌道輪５のみに逃げ面５ｃを形成したが、逃げ面の形状や配置は、軸受装置の荷重条件、例えば、静止荷重か回転荷重か、最大のラジアル荷重Ｆの大きさ、荷重負荷圏において軌道輪の嵌め合い面と相手部材の嵌め合い面との接触で軌道輪に与えられる回転力を考慮して適宜に決定すればよい。例えば、軸と内方の軌道輪とをすきま嵌めする場合、内方の軌道輪と軸の少なくとも一つが逃げ面を有すればよい。静止荷重の場合、逃げ面は、相手部材のみに形成してもよいし、軌道輪と相手部材の双方に形成し、双方の対向する逃げ面間で所要の径方向隙間を確保するようにしてもよい。
　また、この軸受装置では、逃げ面５ｃを略円弧状にすることで軌道輪５の減肉を抑えたが、減肉を抑えるための逃げ面形状は略円弧状に限定されない。その一例としての第二実施形態を図５に示す。なお、以下では、第一実施形態との相違点を述べるに留める。
　第二実施形態に係る軸受装置は、軌道輪８の嵌め合い面８ａの円周方向両端ｅ，ｅ間に連続する平面状の逃げ面８ｂを有する。逃げ面８ｂの径方向深さは、円周方向両端ｅ，ｅに近い位置である程に浅くなるので、第二実施形態によっても軌道輪８の減肉を抑えることができる。
　逃げ面を形成する際の減肉を抑える必要性に乏しい場合は、逃げ面の円周方向長さの略全長に亘って径方向深さを概ね一定にしてもよい。その一例としての第三実施形態を図６に示す。
　第三実施形態に係る軸受装置は、軌道輪９の嵌め合い面９ａの円周方向両端ｅ，ｅから段差状に径方向へ凹んだ逃げ面９ｂを有する。逃げ面９ｂの円周方向長さの略全長は、嵌め合い面９ａに平行な方向に延びる円弧面状になっている。逃げ面９ｂの円周方向の両端部は、対応側の嵌め合い面９ａの円周方向端ｅに向けて径方向に延びる段状になっている。第三実施形態の逃げ面９ｂは、その円周方向長さの全長に亘って最大の径方向深さを有するので、微細な異物が前述の径方向隙間に溜まりにくくすることができる。
　上述の各実施形態において、逃げ面と、分断する嵌め合い面の円周方向端との境界に線状の角が生じると、その境界上で相手部材である嵌め合い面と接触する面圧が過大になり、好ましくない。このため、その境界上で前述の面圧を緩和するため、逃げ面と、分断する嵌め合い面とを滑らかに連続させることが好ましい。ここで、滑らかに連続するとは、境界上に稜線状の角をもたないことをいう。その一例としての第四実施形態を図７に示す。
　第四実施形態に係る逃げ面は、第一実施形態の逃げ面の円周方向長さを僅かに短くした円弧面状部１０ａと、円弧面状部１０ａと嵌め合い面５ｂの円周方向端ｅとの間に連続する端部１０ｂとからなる。逃げ面の端部１０ｂは、円周方向当たりの径方向深さの変化率を円弧面状部１０ａよりも小さくした形状であって、嵌め合い面５ｂの円周方向端ｅと滑らかに連続する。このように、第四実施形態に係る逃げ面の端部１０ｂは、分断する嵌め合い面５ｂと滑らかに連続する形状であるので、軌道輪の嵌め合い面５ｂの境界上（円周方向端ｅの位置）が相手部材と接触する面圧を緩和することができる。
　なお、逃げ面の端部１０ｂは、曲率の特に小さな単一の円弧面状にしたものを例示したが、これに限定されず、複数の曲面又は対数関数で規定された曲面で構成するクラウニング形状を採用することも可能である。また、第一実施形態の変更例として逃げ面の端部１０ｂを示したが、上述の第二、第三実施形態においても逃げ面の端部の形状を変更して嵌め合い面と滑らかに連続させてもよい。例えば、第三実施形態のように逃げ面の端部が段差状を成す場合、逃げ面の端部をＲ面取り状にすると、嵌め合い面の円周方向端に滑らかに連続させることができる。
　今回開示された実施形態はすべての点で例示であって制限的なものではないと考えられるべきである。したがって、本発明の範囲は上記した説明ではなくて特許請求の範囲によって示され、特許請求の範囲と均等の意味および範囲内でのすべての変更が含まれることが意図される。
１　軸
２　ハウジング
２ａ　嵌め合い面
３　転がり軸受
４　内方の軌道輪
５　外方の軌道輪
５ｂ，８ａ，９ａ　嵌め合い面
５ｃ，８ｂ，９ｂ　逃げ面

Claims (5)

  1. 　軸と、前記軸を取り囲むハウジングと、前記軸と前記ハウジングとの間に介在する転がり軸受とを備え、
    　前記転がり軸受が、前記軸と前記ハウジングのうちのいずれか一方である相手部材とすきま嵌めされた軌道輪を有し、前記軌道輪と前記相手部材が、円周方向に延びる嵌め合い面を有する軸受装置において、
    　前記軌道輪と前記相手部材のうちの少なくとも一つが、当該軌道輪又は当該相手部材の前記嵌め合い面を全幅に亘って分断する逃げ面を有し、
    　前記少なくとも一つの逃げ面が、前記転がり軸受に負荷されるラジアル荷重の範囲内で最大のラジアル荷重を負荷された場合の荷重負荷圏で前記軌道輪と前記相手部材間に径方向隙間を残せるように形成されていることを特徴とする軸受装置。
  2. 　前記軌道輪のみが前記逃げ面を有する請求項１に記載の軸受装置。
  3. 　前記相手部材が前記ハウジングからなる請求項２に記載の軸受装置。
  4. 　前記逃げ面が、前記分断する嵌め合い面の径寸に対して当該逃げ面の円周方向長さの中央部で最大の径方向深さをもち、かつ、当該中央部から円周方向に遠い位置である程に当該径方向深さを小さくした形状である請求項１から３のいずれか１項に記載の軸受装置。
  5. 　前記逃げ面が、前記分断する嵌め合い面と滑らかに連続する形状である請求項１から４のいずれか１項に記載の軸受装置。
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* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP7108569B2 (ja) * 2019-03-29 2022-07-28 Ntn株式会社 軸受装置
JP7557340B2 (ja) 2020-10-29 2024-09-27 Ntn株式会社 軸受装置

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2002213471A (ja) * 2001-01-16 2002-07-31 Ntn Corp 軸受の取付け構造及びこれを用いた軌間可変台車用主電動機
JP2009174556A (ja) * 2008-01-21 2009-08-06 Nsk Ltd 転がり軸受装置
JP2017053420A (ja) * 2015-09-09 2017-03-16 株式会社ジェイテクト 転がり軸受
JP2017137896A (ja) 2016-02-01 2017-08-10 トヨタ自動車株式会社 転がり軸受の固定支持構造

Family Cites Families (24)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3339991A (en) * 1965-05-07 1967-09-05 Jr Ralph S Howe Anti-spin self-locking outer bearing ring
JPH0514010Y2 (ja) * 1986-02-21 1993-04-14
DE3741861A1 (de) * 1987-12-10 1989-06-22 Schaeffler Waelzlager Kg Waelzlagerlaufring
JP2004026069A (ja) * 2002-06-27 2004-01-29 Japan Climate Systems Corp 車両用空調ユニット
JP2004108423A (ja) * 2002-09-17 2004-04-08 Ntn Corp 揺動軸受
JP4193034B2 (ja) * 2002-09-26 2008-12-10 株式会社ジェイテクト 転がり軸受
CN2833219Y (zh) * 2005-02-07 2006-11-01 陈茂坤 轴承载油结构
JP4738868B2 (ja) * 2005-04-07 2011-08-03 Ｎｔｎ株式会社 動圧軸受装置
JP4466473B2 (ja) * 2005-05-20 2010-05-26 株式会社ジェイテクト 転がり軸受
JP5233182B2 (ja) 2007-06-29 2013-07-10 株式会社ジェイテクト トランスミッション用の軸受固定構造
JP5086003B2 (ja) * 2007-08-28 2012-11-28 Ｎｔｎ株式会社 回転センサユニット
JP2011226582A (ja) * 2010-04-21 2011-11-10 Ntn Corp 転がり軸受および転がり軸受装置
KR101360590B1 (ko) 2012-10-04 2014-02-11 현대 파워텍 주식회사 크리이프 차단 볼베어링장치
JP6268711B2 (ja) * 2013-01-30 2018-01-31 日本精工株式会社 多点接触玉軸受及びその製造方法
DE102013215890B3 (de) * 2013-08-12 2015-02-12 Schaeffler Technologies Gmbh & Co. Kg Lagerstelle mit einem einreihigen Polygonlager
DE102013215892A1 (de) * 2013-08-12 2015-02-12 Schaeffler Technologies Gmbh & Co. Kg Lagerstelle mit einem zweireihigen Polygonlager
CN203979153U (zh) * 2014-04-28 2014-12-03 宁波市鄞州金鑫轴承五金有限公司 一种防滑轴承
JP2017089844A (ja) * 2015-11-16 2017-05-25 株式会社ジェイテクト 転がり軸受
JP6634785B2 (ja) * 2015-11-16 2020-01-22 株式会社ジェイテクト 転がり軸受
JP6613845B2 (ja) * 2015-11-25 2019-12-04 株式会社ジェイテクト 転がり軸受
JP6790555B2 (ja) * 2016-08-01 2020-11-25 株式会社ジェイテクト 転がり軸受
JP2018066453A (ja) * 2016-10-21 2018-04-26 株式会社ジェイテクト 転がり軸受
JP2018115693A (ja) * 2017-01-17 2018-07-26 株式会社ジェイテクト 波動歯車装置
JP2018119580A (ja) 2017-01-24 2018-08-02 Ntn株式会社 クリープ防止転がり軸受

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2002213471A (ja) * 2001-01-16 2002-07-31 Ntn Corp 軸受の取付け構造及びこれを用いた軌間可変台車用主電動機
JP2009174556A (ja) * 2008-01-21 2009-08-06 Nsk Ltd 転がり軸受装置
JP2017053420A (ja) * 2015-09-09 2017-03-16 株式会社ジェイテクト 転がり軸受
JP2017137896A (ja) 2016-02-01 2017-08-10 トヨタ自動車株式会社 転がり軸受の固定支持構造

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See also references of EP3855036A4

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CN112771281A (zh) 2021-05-07
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