WO2021246209A1 - 円すいころ軸受 - Google Patents

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raceway surface
diameter side
inner ring
tapered roller
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康由 林
佐保子 萬田
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Ntn株式会社
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    • F16C19/34—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing rollers essentially of the same size in one or more circular rows, e.g. needle bearings for both radial and axial load
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    • F16C43/00—Assembling bearings
    • F16C43/04—Assembling rolling-contact bearings

Definitions

  • the present invention relates to tapered roller bearings used in reduction gears of robots and construction machines, particularly small-diameter side ends and large-diameter side ends of the outer ring raceway surface of the outer ring, and small-diameter side ends of the inner ring raceway surface of the inner ring.
  • the present invention relates to an outer ring-type tapered roller bearing in which a flange portion protruding inward in the radial direction is formed at the large-diameter side end of the outer ring raceway surface of the outer ring.
  • Tapered roller in the form of an outer ring collar that does not form a collar at the large-diameter side end of the inner ring raceway surface of the inner ring, but forms a flange that protrudes inward in the radial direction only at the large-diameter side end of the outer ring raceway surface of the outer ring.
  • the bearing is disclosed in Patent Document 1 or Patent Document 2, it is rarely found that it is put into practical use as a product.
  • the outer ring has a flange formed on the large diameter side end of the outer ring raceway surface of the outer ring, as compared with the tapered roller bearing of the inner ring flange type having the collar formed on the large diameter side end of the inner ring raceway surface of the inner ring.
  • the first thing that can be mentioned about the flange-type tapered roller bearings is that the load capacity of pure axial loads is extremely reduced. By the way, in general, in a tapered roller bearing, it is effective to increase the roller size (roller diameter) in order to improve the moment rigidity and the bearing life.
  • the present invention has a sufficient moment load and bearing life without extremely lowering the load capacity of the pure axial load as compared with the tapered roller bearing of the inner ring flange type, and there is a concern that the strength of the outer ring flange portion is lowered.
  • the challenge is to find a design standard for tapered roller bearings of the outer ring type that can be put into practical use.
  • the present invention focuses on the relationship between the roller diameter and the wall thickness of the outer ring flange portion, and sets the relationship between the roller diameter and the wall thickness of the outer ring flange portion within a predetermined numerical range.
  • the load capacity of pure axial load is not extremely low, and it has sufficient moment load and bearing life, and there is no concern that the strength of the outer ring flange will decrease, so it can be put into practical use. They found that it was possible to obtain tapered roller bearings in the form of outer ring collars.
  • the present invention has a plurality of outer rings having an outer ring raceway surface on the inner peripheral surface, an inner ring having an inner ring raceway surface on the outer peripheral surface, and a plurality of rollable arrangements between the outer ring raceway surface and the inner ring raceway surface.
  • Tapered rollers and a cage having a plurality of pockets for accommodating and holding the plurality of tapered rollers at predetermined intervals, and of the outer ring having a small-diameter side end portion, a large-diameter side end portion, and an inner ring portion of the outer ring raceway surface of the outer ring.
  • the small diameter side end and the large diameter side end in a tapered roller bearing in which a flange portion that protrudes inward in the radial direction is formed at the large diameter side end of the outer ring raceway surface of the outer ring.
  • the contact angle is set to 40 ° to 50 °, and the relationship between the thickness E of the outer ring collar and the large diameter side diameter Dw satisfies 0.19 ⁇ E / Dw ⁇ 0.44.
  • the contact angle is the angle formed by the bearing center axis and the outer ring raceway surface
  • the outer ring flange thickness E is the distance from the contact point between the outer ring raceway surface and the outer ring collar surface to the bearing outer diameter surface.
  • the large diameter side diameter Dw means the diameter of the large diameter side end face of the cone.
  • the radial size of the tapered roller bearing is constant, that is, when the bearing cross-sectional height H and the bearing outer diameter D are constant and the roller size (roller diameter) is increased, the load capacity Cr increases, and the bearing life and moment rigidity are improved. Even if it can be increased, by increasing the roller size, the wall thickness E of the outer ring bearing becomes thinner, the strength of the bearing decreases, and there is a concern that the bearing may crack due to excessive load.
  • the contact angle is set to 40 ° to 50 °, and the wall thickness E of the outer ring flange is large.
  • FIG. 3 is an enlarged partial cross-sectional view showing a state in which the tapered roller bearing of the outer ring flange type of FIG. 3 is assembled to the housing.
  • FIG. 3 is a schematic diagram conceptually showing the contact area between the large flange portion on the outer ring side of the outer ring flange type tapered roller bearing of FIG. 3 and the tapered roller.
  • FIG. 12 is an enlarged partial cross-sectional view showing a state in which the tapered roller bearing of the inner ring flange type of FIG. 12 is assembled to the housing.
  • FIG. 12 is a schematic diagram conceptually showing the contact area between the large flange portion on the inner ring side and the tapered roller of the inner ring flange type tapered roller bearing of FIG. 12.
  • the tapered roller bearing 11 has an outer ring 12 having an outer ring raceway surface 12a on an inner peripheral surface, an inner ring 13 having an inner ring raceway surface 13a on an outer peripheral surface, and the outer ring raceway.
  • a plurality of tapered rollers 14 rotatably arranged between the surface 12a and the inner ring raceway surface 13a, and a cage 15 having a plurality of pockets for accommodating and holding the plurality of tapered rollers 14 at predetermined intervals.
  • the outer ring raceway surface 12a of the outer ring 12 is an outer ring flange type in which a flange portion 12b protruding inward in the radial direction is formed at the large diameter side end portion of the outer ring raceway surface 12a.
  • the tapered roller bearing 11 eliminates the small collar at the small diameter side end of the inner ring 13, and increases the roller length by the amount of the small collar to increase the load capacity, and the outer ring raceway surface 12a of the outer ring 12.
  • a flange portion 12b protruding inward in the radial direction is formed at the large-diameter side end portion of the inner ring 13, and the flange portion of the large-diameter side end portion of the inner ring raceway surface 13a of the inner ring 13 is eliminated.
  • the tapered roller bearing 11 of the present invention has a contact angle ⁇ set to a steep gradient of 40 ° to 50 ° to achieve high moment rigidity, and the tapered roller bearing 11 according to the embodiment of FIG. 3 has a contact angle ⁇ . Is set to 45 °.
  • the tapered roller bearing 11 having a steep gradient with a contact angle of 40 ° to 50 ° has a large axial space between the large-diameter side end of the outer ring raceway surface 12a of the outer ring 12 and the large-diameter side end surface of the inner ring 13. Since it is vacant, this space is used to form a flange portion 12b that protrudes inward in the radial direction in the present invention.
  • the shaft is formed by forming a flange portion 12b protruding inward in the radial direction at the large diameter side end portion of the outer ring raceway surface 12a of the outer ring 12, and eliminating the flange portion of the large diameter side end portion of the inner ring raceway surface 13a of the inner ring 13.
  • the direction can be made compact.
  • the inner ring raceway surface of the inner ring 13 is T'.
  • the axial width of the inner ring 13 can be reduced, and the flange portion protruding inward in the radial direction to the large-diameter side end portion of the outer ring raceway surface 12a of the outer ring 12. Since the axial width when the portion 12b is formed is T, the axial width can be made compact by the amount of T'-T.
  • the flange portion 12b protruding inward in the radial direction at the large diameter side end portion of the outer ring raceway surface 12a of the outer ring 12, the large diameter side end portion of the inner ring raceway surface 13a of the inner ring 13 is formed.
  • the flange portion can be made highly rigid.
  • the flange portion 3b is provided at the large diameter side end portion of the inner ring 3 as in the tapered roller bearing of the inner ring flange type shown in FIG. 12, the induced thrust force generated in the tapered roller 4 is shown by the white arrow in FIG. As shown by, it is received by the flange portion 3b, and the bending stress applied to the flange portion 3b may cause distortion in the flange portion 3b.
  • the tapered roller bearing of the outer ring flange type has a white arrow in FIG.
  • the induced thrust force generated in the tapered rollers 14 can receive the bending stress applied to the flange portion 12b of the outer ring 12 at the housing 6, so that the rigidity of the flange portion 12b becomes high.
  • reference numeral 2 indicates an outer ring
  • 2a indicates an outer ring raceway surface
  • 5 indicates a cage.
  • the contact angle is set to 40 ° to 50 °, and the relationship between the outer ring bearing wall thickness E and the large diameter side diameter Dw is set so as to satisfy 0.19 ⁇ E / Dw ⁇ 0.44.
  • it has a sufficient moment load and bearing life without extremely lowering the load capacity of the pure axial load compared to the one in which the flange portion is formed on the large diameter side end of the inner ring raceway surface of the inner ring, and the outer ring. It is intended to obtain tapered roller bearings of the outer ring flange type without fear of deterioration of the flange strength.
  • roller diameter roller large diameter side diameter Dw
  • outer ring collar wall thickness E the relationship between the roller diameter (roller large diameter side diameter Dw) and the outer ring collar wall thickness E is expressed by E / Dw, and the larger this value is, the thicker the outer ring collar wall thickness E is, and the roller large diameter side diameter. It shows that Dw is small.
  • the tapered roller bearing 11 of the present invention has a contact angle of 40 ° to 50 °, but the external load is constant, the size and number of PCDs of the bearing are constant, and the moment rigidity when only the contact angle is changed. Is as shown in the graph of FIG. 10, and the life ratio is as shown in the graph of FIG. A comprehensive evaluation of each contact angle from the graphs of FIGS. 10 and 11 is as shown in Table 1. By setting the contact angle to 40 to 50 °, it is possible to achieve both the moment rigidity and the life of the bearing. I was able to confirm that.
  • the numerical specification that the relationship between the outer ring collar wall thickness E and the large diameter side diameter Dw is 0.19 ⁇ E / Dw ⁇ 0.44 is that the radial size of the bearing is constant, that is, the bearing cross section. It was obtained from the results of Tables 2 to 4 in which the moment load, the bearing life and the flange strength were compared while changing the contact angle ⁇ while keeping the height H and the bearing outer diameter D constant.
  • ⁇ of the life and moment rigidity represents a practically usable region (long life, high moment rigidity), and ⁇ indicates that the reliability of the bearing function is low with respect to ⁇ (life). Is short, and the moment rigidity is low). Further, in terms of flange strength, ⁇ indicates a safety factor of 1.2 or more and is highly reliable, and ⁇ indicates a safety factor of less than 1.2 and indicates a region of low reliability.
  • Safety factor of bearing strength Maximum stress generated in the bearing when a bearing equivalent to the static rated radial load C0r of the bearing is applied to the bearing / fatigue limit allowable stress of general bearing steel is shown.
  • This safety factor of 1.2 is a general-purpose standard used in a wide range of fields such as railroad cars and automobiles as a safety factor of fatigue strength, as described in "Japan Society of Mechanical Engineers_Fatigue Strength Design Material". It is a thing.
  • the range of E / Dw where the bearing life, moment rigidity and flange strength are ⁇ is surrounded by double lines, with a contact angle of 40 ° and a contact angle of 0.19 to 0.46 and a contact angle of 45 °. It is 0.19 to 0.45 and 0.18 to 0.44 at a contact angle of 50 °.
  • the range surrounded by the double line that is, the range of 0.19 ⁇ E / Dw ⁇ 0.44 at a contact angle of 40 to 50 °, has high life and moment rigidity performance, and is a collar. This is an area with high strength and safety factor.
  • the outer ring collar bearing has a rolling element load (outer ring side rolling element load Fo, inner ring side rolling element load Fi) than the inner ring flange bearing under pure axial (Fa) load. ) And the contact surface pressure between the rolling element and the raceway ring increases, but when the contact angle is 40 ° to 50 ° and the roller angle is 3.5 ° or less as in the present invention, pure axial ( Fa) Suppresses the increase in rolling element load (outer ring side rolling element load Fo, inner ring side rolling element load Fi) and contact surface pressure with the bearing ring during load, and rolling element load and trajectory under pure radial (Fr) load. The contact surface pressure with the ring can also be suppressed.
  • the formula for calculating the rolling element load at the time of pure axial load in the outer ring flange bearing shown in FIG. 1 and the inner ring flange bearing shown in FIG. 2 is Fio: Rolling element load on the outer ring side (inner ring flange bearing) Foo: Rolling element load on the outer ring side (outer ring flange bearing) Fii: Rolling element load on the inner ring side (inner ring flange bearing) Foi: Rolling element load on the inner ring side (outer ring flange bearing) Fire: Rolling element load on the collar side (inner ring collar bearing) For: Rolling element load on the collar side (outer ring collar bearing) ⁇ : Angle formed by the bearing center axis and the outer ring raceway surface ⁇ : Angle formed by the bearing center axis and the inner ring raceway surface ⁇ : Roller angle x: Angle between the roller contact position with respect to the flange and the flange side raceway surface Y: Roller large end surface Contact angle between
  • Fio Fa / sin ⁇
  • Foo Foi (sin ⁇ ⁇ sin ⁇ + cos ⁇ ⁇ cos ⁇ ) / (cos ⁇ ⁇ cos ⁇ + sin ⁇ ⁇ sin ⁇ )
  • Fii Fio (sin ⁇ ⁇ sinY + cos ⁇ ⁇ cosY) / (cos ⁇ ⁇ cosY + sin ⁇ ⁇ sinY)
  • the cage 15 can be made of resin.
  • the cage 15 has a large diameter ring portion 15a on the large diameter side and a small diameter ring portion 15b on the small diameter side, and a roller guide surface for guiding the tapered roller 14 to the outer diameter portion. It has 15c and has a claw 15d on the inner diameter surface that holds the tapered rollers 14. The roller guide surface 15c that guides the tapered roller 14 and the claw 15d that holds the tapered roller 14 may be reversed. Further, a notch portion 15e for avoiding interference with the flange portion 12b of the outer ring 12 is provided on the outer peripheral surface of the large diameter ring portion 15a of the cage 15.
  • the roller circumscribed circle diameter when the conical roller 14 is pressed against the roller guide surface 15c on the outer diameter side of the cage 15 is P
  • the inner diameter of the cage 15 is inner diameter.
  • the roller circumscribed circle diameter when the conical roller 14 is pressed against the side claw 15d is P'
  • the roller-retainer assembly is inserted into the outer ring 12 by the procedure shown in FIGS. 9A, 9B, and 9C.
  • the flange height C of the flange 12b is the same, and the contact angle ⁇ , the flange outer diameter angle ⁇ , and

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Abstract

純アキシャル荷重の負荷能力を極端に低くすることなく、十分なモーメント荷重と軸受寿命を有し、しかも外輪鍔部の強度低下の懸念もない、実用化可能な外輪鍔形式の円すいころ軸受の設計基準を見出す。　内周面に外輪軌道面１２ａを有する外輪１２と、外周面に内輪軌道面１３ａを有する内輪１３と、前記外輪軌道面１２ａと前記内輪軌道面１３ａとの間に転動自在に配置される複数の円すいころ１４と、この複数の円すいころ１４を所定の間隔で収容保持する複数のポケットを有する保持器１５とを備え、前記外輪１２の外輪軌道面１２ａの小径側端部と大径側端部、および内輪１３の内輪軌道面１３ａの小径側端部と大径側端部の４つの端部のうち、外輪１２の外輪軌道面１２ａの大径側端部に半径方向内方に突出する鍔部１２ｂを形成した円すいころ軸受１１において、接触角を４０°～５０°とし、外輪鍔の肉厚Ｅところ大径側径ＤＷとの関係を、０．１９＜Ｅ/Ｄｗ＜０．４４を満足させる。

Description

円すいころ軸受
　この発明は、ロボットや建設機械の減速機で使用される円すいころ軸受、特に、外輪の外輪軌道面の小径側端部と大径側端部、および内輪の内輪軌道面の小径側端部と大径側端部の４つの端部のうち、外輪の外輪軌道面の大径側端部に半径方向内方に突出する鍔部を形成した、外輪鍔形式の円すいころ軸受に関するものである。
　内輪の内輪軌道面の大径側端部に鍔部を形成しないで、外輪の外輪軌道面の大径側端部にのみ半径方向内方に突出する鍔部を形成した外輪鍔形式の円すいころ軸受は、特許文献１または特許文献２に開示はされているものの、製品として実用化されているものはほとんど見かけない。
実開平１－８５５２１号公報 特開２０１６－１９６９４４号公報
　その理由としては、内輪の内輪軌道面の大径側端部に鍔部を形成した内輪鍔形式の円すいころ軸受に比べ、外輪の外輪軌道面の大径側端部に鍔部を形成した外輪鍔形式の円すいころ軸受は、純アキシャル荷重の負荷能力が極端に下がるということが一番に挙げられる。
　ところで、一般的に円すいころ軸受において、モーメント剛性と軸受寿命を向上させるには、ころサイズ（ころ径）を大きくすることが有効である。
　ところが、外輪鍔形式の円すいころ軸受の場合、軸受断面高さと軸受ＰＣＤを同じにしてころサイズを大きくすると、外輪鍔部の肉厚が薄くなるため、外輪鍔部の強度低下が懸念され、実用化することが困難となる。
　そこで、この発明は、内輪鍔形式の円すいころ軸受に比べ純アキシャル荷重の負荷能力を極端に低くすることなく、十分なモーメント荷重と軸受寿命を有し、しかも外輪鍔部の強度低下の懸念もない、実用化可能な外輪鍔形式の円すいころ軸受の設計基準を見出すことを課題とするものである。
　前記の課題を解決するために、この発明は、ころ径と外輪鍔部の肉厚との関係に着目し、ころ径と外輪鍔部の肉厚の関係を所定の数値範囲にすることによって、内輪鍔形式の円すいころ軸受と比べても純アキシャル荷重の負荷能力が極端に低くなく、そして十分なモーメント荷重と軸受寿命を有し、しかも外輪鍔部の強度低下の懸念もない、実用化可能な外輪鍔形式の円すいころ軸受を得ることができるといことを見出したのである。
　すなわち、この発明は、内周面に外輪軌道面を有する外輪と、外周面に内輪軌道面を有する内輪と、前記外輪軌道面と前記内輪軌道面との間に転動自在に配置される複数の円すいころと、この複数の円すいころを所定の間隔で収容保持する複数のポケットを有する保持器とを備え、前記外輪の外輪軌道面の小径側端部と大径側端部、および内輪の内輪軌道面の小径側端部と大径側端部の４つの端部のうち、外輪の外輪軌道面の大径側端部に半径方向内方に突出する鍔部を形成した円すいころ軸受において、接触角を４０°～５０°とし、外輪鍔の肉厚Ｅところ大径側径Ｄｗとの関係を、０．１９＜Ｅ/Ｄｗ＜０．４４を満足させるというものである。
　なお、この発明において、接触角とは、軸受中心軸と外輪軌道面のなす角度、外輪鍔部の肉厚Ｅとは外輪軌道面と外輪鍔面の接点から軸受外径面までの距離、ころ大径側径Ｄｗとは円すいころの大径側端面の直径をいうものとする。
　円すいころ軸受の径方向サイズを一定、すなわち、軸受断面高さＨと軸受外径Ｄを一定にして、ころサイズ（ころ径）を大きくすると、負荷容量Ｃｒが大きくなり、軸受寿命とモーメント剛性を高くすることができても、ころサイズを大きくすることにより、外輪鍔の肉厚Ｅが薄くなって、鍔部の強度が低下し、過大荷重を受けることで鍔部の割れが発生する懸念があるが、この発明で規定する数値規定を満足するように外輪鍔形式の円すいころ軸受の設計を行うことにより、すなわち、接触角を４０°～５０°とし、外輪鍔の肉厚Ｅところ大径側径Ｄｗとの関係を、０．１９＜Ｅ/Ｄｗ＜０．４４を満足させれば、内輪鍔形式の円すいころ軸受と比べても純アキシャル荷重の負荷能力が極端に低くなく、十分なモーメント荷重と軸受寿命を有し、しかも外輪鍔部の強度低下の懸念もない、外輪鍔部の円すいころ軸受が得られる。
外輪の外輪軌道面の大径側端部に鍔部を形成した外輪鍔形式の円すいころ軸受に純アキシャル荷重を負荷した際における外輪側転動体荷重と内輪側転動体荷重と鍔側転動体荷重の分力を模式的に示した説明図である。 内輪の内輪軌道面の大径側端部に鍔部を形成した内輪鍔形式の円すいころ軸受に純アキシャル荷重を負荷した際における外輪側転動体荷重と内輪側転動体荷重と鍔側転動体荷重の分力を模式的に示した説明図である。 この発明の実施形態に係る外輪鍔形式の円すいころ軸受を保持器の柱部で切断した拡大部分断面図である。 この発明の実施形態に係る外輪鍔形式の円すいころ軸受に使用する円すいころの側面図である。 図３の外輪鍔形式の円すいころ軸受をハウジングに組み付けた状態を示す拡大部分断面図である。 図３の外輪鍔形式円すいころ軸受の外輪側の大鍔部と円すいころの接触面積を概念的に示した概略図である。 図３の外輪鍔形式の円すいころ軸受における保持器のころ案内面に円すいころを押し当てた状態を示す拡大図である。 図３の外輪鍔形式の円すいころ軸受における保持器の爪に円すいころを押し当てた状態を示す拡大図である。 ころ－保持器アッシーを外輪に挿入する手順を示す拡大部分断面図である。 ころ－保持器アッシーを外輪に挿入する手順を示す拡大部分断面図である。 ころ－保持器アッシーを外輪に挿入する手順を示す拡大部分断面図である。 接触角を各種変化させた例のモーメント剛性比を示すグラフである。 接触角を各種変化させた例の寿命比を示すグラフである。 内輪鍔形式の円すいころ軸受を保持器の柱部で切断した拡大断面図である。 図１２の内輪鍔形式の円すいころ軸受をハウジングに組み付けた状態を示す拡大部分断面図である。 図１２の内輪鍔形式の円すいころ軸受の内輪側の大鍔部と円すいころの接触面積を概念的に示した概略図である。
　以下、この発明の実施の形態を添付図面に基づいて説明する。
　この発明の実施形態に係る円すいころ軸受１１は、図３に示すように、内周面に外輪軌道面１２ａを有する外輪１２と、外周面に内輪軌道面１３ａを有する内輪１３と、前記外輪軌道面１２ａと前記内輪軌道面１３ａとの間に転動自在に配置される複数の円すいころ１４と、この複数の円すいころ１４を所定の間隔で収容保持する複数のポケットを有する保持器１５とを備え、前記外輪１２の外輪軌道面１２ａの小径側端部と大径側端部、および内輪１３の内輪軌道面１３ａの小径側端部と大径側端部の４つの端部のうち、外輪１２の外輪軌道面１２ａの大径側端部に半径方向内方に突出する鍔部１２ｂを形成した、外輪鍔形式のものである。
　この発明に係る円すいころ軸受１１は、内輪１３の小径側端部の小鍔をなくし、小鍔の分だけころ長さを長くして高負荷容量化を図ると共に、外輪１２の外輪軌道面１２ａの大径側端部に半径方向内方に突出する鍔部１２ｂを形成し、内輪１３の内輪軌道面１３ａの大径側端部の鍔部をなくしている。
　この発明の円すいころ軸受１１は、接触角αを４０°～５０°の急こう配に設定して高モーメント剛性化を図っており、図３の実施形態に係る円すいころ軸受１１は、接触角αを４５°に設定している。
　接触角が４０°～５０°の急こう配の円すいころ軸受１１は、外輪１２の外輪軌道面１２ａの大径側端部と内輪１３の大径側の端面との間に軸方向に大きなスペースが空くので、このスペースを利用してこの発明では半径方向内方に突出する鍔部１２ｂを形成している。
　外輪１２の外輪軌道面１２ａの大径側端部に半径方向内方に突出する鍔部１２ｂを形成し、内輪１３の内輪軌道面１３ａの大径側端部の鍔部をなくすことにより、軸方向のコンパクト化を図ることができる。
　即ち、図３に２点鎖線で示すように、内輪１３の内輪軌道面１３ａの大径側端部に鍔部１２ｂを形成した場合の軸方向幅をＴ’とすると、内輪１３の内輪軌道面１３ａの大径側端部の鍔部をなくすことによって、内輪１３の軸方向幅を薄くすることができ、外輪１２の外輪軌道面１２ａの大径側端部に半径方向内方に突出する鍔部１２ｂを形成した場合の軸方向幅がＴであるから、Ｔ’－Ｔの分だけ軸方向幅をコンパクトにすることができる。
　この発明のように、外輪１２の外輪軌道面１２ａの大径側端部に半径方向内方に突出する鍔部１２ｂを形成することにより、内輪１３の内輪軌道面１３ａの大径側端部に鍔部を形成する図１１に示す内輪鍔形式の円すいころ軸受１に比し、鍔部を高剛性化できる。
　即ち、図３に示すように、外輪１２の外輪軌道面１２ａの大径側端部に半径方向内方に突出する鍔部１２ｂを形成する場合と、図１２に示すように、内輪３の内輪軌道面３ａの大径側端部に鍔部３ｂを形成する場合とを比較すると、鍔部の高さＣ（軌道面と鍔面の交点と鍔部頂点からなる径方向の距離）が同じだとしても、図６に示すころ端面と外輪鍔面との接触面積は、図１４に示す内輪鍔形式の円すいころ軸受におけるころ端面と内輪鍔面との接触面積よりも約７％大きくなり、ころに発生する誘起スラスト力を受ける面積が外輪鍔形式の方が大きくなるので、接触部の応力が低くなり、ころ端面と鍔面の接触ひずみが小さくなる。
　また、図１２に示す内輪鍔形式の円すいころ軸受のように、内輪３の大径側端部に鍔部３ｂを設けると、円すいころ４に発生する誘起スラスト力は、図１３に白抜き矢印で示すように、鍔部３ｂで受けることになり、鍔部３ｂに掛かる曲げ応力によって鍔部３ｂにひずみが生じる可能性があるが、外輪鍔形式の円すいころ軸受は、図５に白抜き矢印で示すように、円すいころ１４に発生する誘起スラスト力は、外輪１２の鍔部１２ｂに掛かる曲げ応力をハウジング６で受けることができるため、鍔部１２ｂの剛性が高くなる。図１２の内輪鍔形式の円すいころ軸受において、符号２は外輪、２ａは外輪軌道面、５は保持器を示している。
　この発明は、接触角を４０°～５０°とし、外輪鍔の肉厚Ｅところ大径側径Ｄｗとの関係を、０．１９＜Ｅ/Ｄｗ＜０．４４を満足するように設定することにより、内輪の内輪軌道面の大径側端部に鍔部を形成したものと比べて純アキシャル荷重の負荷能力を極端に低くすることなく、十分なモーメント荷重と軸受寿命を有し、しかも外輪鍔部の強度低下の懸念もない、外輪鍔形式の円すいころ軸受を得るようにしたものである。
　ここで、ころ径（ころ大径側径Ｄｗ）と外輪鍔の肉厚Ｅの関係はＥ/Ｄｗで表しており、この値が大きいほど外輪鍔の肉厚Ｅが厚く、ころ大径側径Ｄｗが小さいことを表している。
　この発明の円すいころ軸受１１は、接触角が４０°～５０°であるが、外部荷重を一定とし、また軸受のＰＣＤところのサイズと個数は一定で接触角のみを変化させたときのモーメント剛性は図１０のグラフのとおりであり、また、寿命比は図１１に示すグラフのとおりである。この図１０と図１１のグラフから各接触角に対する総合評価を行うと表１に示すとおりとなり、接触角を４０～５０°にすることにより、軸受のモーメント剛性と寿命を両立させることができるということが確認できた。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000001
　この発明において、外輪鍔の肉厚Ｅところ大径側径Ｄｗとの関係を、０．１９＜Ｅ/Ｄｗ＜０．４４にするという数値規定は、軸受の径方向サイズ一定、すなわち、軸受断面高さＨ、軸受外径Ｄを一定として、接触角αを変えながら、モーメント荷重、軸受寿命及び鍔強度の比較を行った表２～表４の結果より求めたものである。
　なお、表２～表４において、寿命とモーメント剛性の〇は、実用可能（寿命が長い、モーメント剛性が高い）な領域を表し、×は〇に対して軸受機能への信頼性が低い（寿命が短い、モーメント剛性が低い）領域を示している。
　また、鍔強度に於いては、〇は安全率１.２以上を示し信頼性が高く、×は安全率１.２未満を示し、信頼性が低い領域を示している。
　なお、鍔強度の安全率の定義は以下通りである。
　鍔強度の安全率＝軸受の静定格ラジアル荷重Ｃ０ｒ相当を軸受に負荷したときの鍔部に発生する
　最大応力/一般軸受鋼の疲労限許容応力
を示すものである。
　この安全率１.２の基準は、「日本機械学会＿疲労強度の設計資料」にも記載されているとおり、疲労強度の安全率基準として鉄道車両や自動車など幅広い分野で使用されている汎用的なものである。
　表２～表４において、軸受寿命、モーメント剛性及び鍔強度が〇であるＥ/Ｄｗの範囲は、２重線で囲む、接触角４０°で０．１９～０．４６、接触角４５°で０．１９～０．４５、接触角５０°で０．１８～０．４４である。
　この表２～表４において２重線で囲む範囲が、すなわち、接触角４０～５０°における０．１９＜Ｅ/Ｄｗ＜０．４４の範囲内が、寿命かつモーメント剛性の性能が高く、鍔強度及び安全率が高い領域となる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000002
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000003
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000004
　円すいころ軸受の場合、ころサイズ、ころ本数、接触角、ころ角度、鍔部に対するころの接点位置と鍔側軌道面との角度ｘが同じ諸元の場合、内輪の内輪軌道面の大径側端部に鍔部を形成した図２に示すもの（以下、「内輪鍔軸受」という。）と、外輪の外輪軌道面の大径側端部に鍔部を形成した図１に示すもの（以下、「外輪鍔軸受」という。）を比較すると、純アキシャル（Ｆａ）負荷時に、外輪鍔軸受の方が、内輪鍔軸受よりも転動体荷重（外輪側転動体荷重Ｆｏ、内輪側転動体荷重Ｆｉ）及び転動体と軌道輪との接触面圧が増加するが、この発明のように、接触角を４０°～５０°とし、且つ、ころ角度を３．５°以下にした場合、純アキシャル（Ｆａ）負荷時の転動体荷重（外輪側転動体荷重Ｆｏ、内輪側転動体荷重Ｆｉ）及び軌道輪との接触面圧の増加を抑制し、純ラジアル（Ｆｒ）負荷時の転動体荷重及び軌道輪との接触面圧も抑制することができる。
　図１に示す外輪鍔軸受と図２に示す内輪鍔軸受における純アキシャル負荷時の転動体荷重の算出式は、
　　Ｆｉｏ：外輪側の転動体荷重（内輪鍔軸受）
　　Ｆｏｏ：外輪側の転動体荷重（外輪鍔軸受）
　　Ｆｉｉ：内輪側の転動体荷重（内輪鍔軸受）
　　Ｆｏｉ：内輪側の転動体荷重（外輪鍔軸受）
　　Ｆｉｒ：鍔側の転動体荷重（内輪鍔軸受）
　　Ｆｏｒ：鍔側の転動体荷重（外輪鍔軸受）
　　α：軸受中心軸と外輪軌道面のなす角度
　　θ：軸受中心軸と内輪軌道面のなす角度
　　β：ころ角度
　　ｘ：鍔部に対するころの接点位置と鍔側軌道面との角度
　　Y：ころ大端面と内輪鍔部との接点角度（θ＋ｘ）
　　δ：ころ大端面と外輪鍔部との接点角度（α－ｘ）
とした場合に、次のようになる。
　　Ｆｉｏ＝Ｆａ／ｓｉｎα
　　Ｆｏｏ＝Ｆｏｉ（ｓｉｎθ・ｓｉｎδ＋ｃｏｓθ・ｃｏｓδ）／（ｃｏｓα・ｃｏｓδ＋ｓｉｎα・ｓｉｎδ）
　　Ｆｉｉ＝Ｆｉｏ（ｓｉｎα・ｓｉｎY＋ｃｏｓα・ｃｏｓY）／（ｃｏｓθ・ｃｏｓY＋ｓｉｎθ・ｓｉｎY）
　　Ｆｏｉ＝Ｆａ／ｓｉｎθ
　　Ｆｉｒ＝（Ｆｉｉｃｏｓθ－Ｆｉｏｃｏｓα）／ｓｉｎY
　　Ｆｏｒ＝（Ｆｏｉｃｏｓθ－Ｆｏｏｃｏｓα）／ｓｉｎδ
　上記の計算式により、純アキシャル荷重Ｆａを負荷して、接触角が４０°～５０°で、ころ角度を３．５°以下にした各例と、接触角が４０°以下で、ころ角度が３．５°以上にした各例について、最大転動体荷重と最大接触面圧を求めると、表５～表１１のとおりとなる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000005
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000006
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000007
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000008
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000009
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000010
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000011
  
　前記表５～表１１の結果から、軸受寸法が同一の外輪鍔軸受と内輪鍔軸受とについて、内輪鍔軸受の最大転動体荷重及び最大接触面圧を１００％にして比較すると、この発明で規定される外輪鍔軸受は、最大転動体荷重及び最大接触面圧を共に、内輪鍔軸受の１０％以内の増加率に抑制できるのに対し、この発明の規定外の外輪鍔軸受は、最大転動体荷重及び最大接触面圧の少なくとも一方が、内輪鍔軸受よりも増加率が１０％を超えるということが確認された。
　この発明において、保持器１５としては、樹脂製のものを使用することができる。
　保持器１５は、図７および図８に示すように、大径側に大径リング部１５ａと、小径側に小径リング部１５ｂを有し、外径部に円すいころ１４を案内するころ案内面１５ｃを有し、内径面に円すいころ１４を保持する爪１５ｄを有する。円すいころ１４を案内するころ案内面１５ｃと円すいころ１４を保持する爪１５ｄは逆でもよい。また、保持器１５の大径リング部１５ａの外周面に、外輪１２の鍔部１２ｂとの干渉を避ける切欠き部１５ｅを設けている。
　図７に示すように、円すいころ１４を保持器１５の外径側にあるころ案内面１５ｃに押し当てたときのころ外接円径をＰとし、図７に示すように、保持器１５の内径側の爪１５ｄに円すいころ１４を押し当てたときのころ外接円径をＰ’とした場合、図９Ａ、図９Ｂ、図９Ｃに示す手順で、ころ－保持器アッシーを外輪１２に挿入する際に、鍔部１２ｂの鍔高さＣが同一で、接触角αと、鍔外径角度γ、｜Ｐ－Ｐ’｜を各種変更し、ころ－保持器アッシーの外輪１２への挿入のし易さを判定した結果を表１３～表１７に示す。
　表１２～表１６の結果から、接触角が４０～５０°のものは、｜Ｐ－Ｐ’｜≧Ｃ、且つ、鍔外径角度γが３５°～５０°の場合において、ころ－保持器アッシーの外輪１２への挿入性が良好であるということが確認できた。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000012
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000013
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000014
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000015
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000016
　この発明は前述した実施形態に何ら限定されるものではなく、この発明の要旨を逸脱しない範囲において、さらに種々の形態で実施し得ることは勿論のことであり、本発明の範囲は、特許請求の範囲によって示され、さらに特許請求の範囲に記載の均等の意味、および範囲内の全ての変更を含む。
１１　　：軸受
１２　　：外輪
１２ａ　：外輪軌道面
１２ｂ　：鍔部
１３　　：内輪
１３ａ　：内輪軌道面
１５　　：保持器
１５ａ　：大径リング部
１５ｂ　：小径リング部
１５ｃ　：案内面
１５ｄ　：爪
１５ｅ　：切欠き部

Claims (5)

  1. 　内周面に外輪軌道面を有する外輪と、外周面に内輪軌道面を有する内輪と、前記外輪軌道面と前記内輪軌道面との間に転動自在に配置される複数の円すいころと、この複数の円すいころを所定の間隔で収容保持する複数のポケットを有する保持器とを備え、前記外輪の外輪軌道面の小径側端部と大径側端部、および内輪の内輪軌道面の小径側端部と大径側端部の４つの端部のうち、外輪の外輪軌道面の大径側端部に半径方向内方に突出する鍔部を形成した円すいころ軸受において、接触角を４０°～５０°とし、外輪鍔の肉厚Ｅところ大径側径ＤＷとの関係が、０．１９＜Ｅ/Ｄｗ＜０．４４を満足することを特徴とする円すいころ軸受。
  2. 　前記円すいころのころ角度が１°～３．５°である請求項１記載の円すいころ軸受。
  3. 　前記保持器の外径側もしくは内径側に円すいころの案内面を有し、且つ保持器の案内面と逆側に円すいころの脱落を防止する爪を１つ以上有し、さらに保持器の大径リング部外周面に、当該リング部の肉厚が保持器案内面を有する柱部の肉厚よりも薄くなる切欠部を形成したことを特徴とする請求項１または２に記載の円すいころ軸受。
  4. 　前記保持器の案内面にころを当てたときの、ころ外接円径Ｐと、保持器の爪にころを当てたときのころ外接円径Ｐ’が、軌道面からの外輪鍔高さＣに対して｜Ｐ－Ｐ’｜≧Ｃの関係を満たし、且つ、鍔外径角度γが３５°～５０°であることを特徴とする請求項３に記載の円すいころ軸受。
  5. 　前記保持器の材質が樹脂製である請求項１～４のいずれかに記載の円すいころ軸受。
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