WO2022209598A1 - ころ軸受、ころ軸受ユニット、モータ、ころ軸受の製造方法及びころ軸受の静音方法 - Google Patents

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bearing
outer ring
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隆司 村井
吉就 籠田
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日本精工株式会社
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Definitions

  • the present invention relates to a roller bearing, a roller bearing unit, a motor, a roller bearing manufacturing method, and a roller bearing noise reduction method.
  • cylindrical roller bearings, tapered roller bearings, etc. are provided with flanges at the ends of the bearing rings in order to guide the multiple rollers in the circumferential direction of the bearing rings, and the end faces of the rollers are brought into sliding contact with the flanges.
  • high resistance to large axial loads is required (Patent Documents 1 and 2).
  • the axial resistance performance is improved by grinding the end face of the cylindrical roller in the portion that comes into sliding contact with the flange so that the profile line of the cross section has a specific curve.
  • axial resistance performance is improved by providing a convex crowning portion on the end face of the cylindrical roller that passes through the first position and the second position on the end face of the cylindrical roller. are improving.
  • rolling bearings are required to be quiet as one of the performance requirements.
  • multiple cylindrical rollers cover the raceway surface in the non-load zone (including the entrance and exit of the load zone).
  • squeaking noise which is a type of noise
  • Techniques for suppressing squealing noise are disclosed in Patent Documents 3 to 6, for example.
  • the relationship between the diameter of the outer peripheral surface of the retainer and the thickness of the annular gap existing between the inner peripheral surface of the flange and the outer peripheral surface of the retainer is defined, and the squeak noise is reduced.
  • a separator having a roller guide surface that guides the rollers is interposed between the adjacent rolling elements in the annular space between the inner ring and the outer ring to suppress the squeak noise. suppressing it.
  • the contour of the roller rolling surface is formed in a linear shape parallel to the axis at the central portion, and the tilt in the circumferential direction and the radial direction of the column side surface in the pocket of the retainer is limited. This suppresses the inclination of the rollers in the direction of revolution and the inclination in the radial direction, thereby reducing the level of vibration and noise.
  • the cylindrical roller bearing of Patent Document 6 has a polygonal curved surface of an outer ring raceway in which a plurality of curved surfaces are connected at a constant phase angle. are preventing.
  • the roller end face is defined by a curve passing through the points described above, if the roller end face has a relatively large radius of curvature (almost linear), the roller end face and its end face It has been confirmed that a discontinuous edge portion is generated at the intersection with the chamfer formed at the shaft end. If such an edge portion exists, when a large axial load is applied or when the roller is skewed during high-speed rotation, the edge portion of the roller comes into contact with the flange portion and edge load is likely to occur. Therefore, under severe use conditions, the contact surface pressure may increase in some cases, which may cause temperature rise, seizure, galling, and the like.
  • roller rolling surface is sometimes crowned in order to reduce the edge load of the roller due to the load.
  • the roller rolling surface is sometimes crowned in order to reduce the edge load of the roller due to the load.
  • the rolling elements which is the main cause of squeak noise.
  • the cage retains its strength due to the thickness of the annular gap that exists between the inner peripheral surface of the flange formed at the end of the outer ring and the outer peripheral surface of the cage. regulates movement.
  • the disturbance vibration of the rollers in the pockets is suppressed by the damping characteristics of the cage obtained from the viscosity characteristics of the grease present between the cage and the outer ring or inner ring.
  • the damping characteristics due to the viscosity characteristics of the grease described above dampen the movement of the rollers in each pocket. Therefore, squeak noise can be suppressed. Also in Patent Documents 4 to 6, it is possible to suppress the squeaking sound for the same reason as described above.
  • rollers it is difficult to completely control the movement of the rollers. For example, if there is manufacturing variation such as inclination or irregularities in the rolling surface shape of the rollers, the rollers tend to move unevenly and stability is lost. May result in lost behavior. Moreover, if the grease is applied unevenly between the rolling surface of the roller and the outer ring (or inner ring), the rollers may be skewed, and there is a limit to reliably preventing squeak noise.
  • the squealing noise of ball bearings and cylindrical roller bearings incorporated in medium- and large-sized motors could be prevented by applying a preload load to the bearings. (load, axial preload) may cause abnormal heat generation, and preload cannot be applied easily. Therefore, the present situation is that the squealing noise of cylindrical roller bearings has not yet been completely prevented or resolved.
  • the present invention provides a roller in which the contact between the end face of the roller and the flange portion can be continuous surface contact without edge contact, and high axial resistance can be obtained even when a large axial load or skew occurs.
  • a first object is to provide a method for manufacturing a bearing and a roller bearing. It is a second object of the present invention to provide a roller bearing, a roller bearing unit, a motor, and a method for reducing roller bearing noise that can suppress heat generation due to an edge load and prevent squeak noise.
  • a roller bearing comprising an outer ring having a raceway surface on its inner peripheral surface, an inner ring having a raceway surface on its outer peripheral surface, and a plurality of rollers rotatably arranged between the outer ring and the inner ring.
  • One or both of the outer ring and the inner ring is provided with a flange projecting radially from the raceway surface and having a guide surface for guiding the roller end surface of the roller in sliding contact,
  • the rollers Chamfered portions formed on both ends in the axial direction of the outer peripheral surface of the roller, and a roller inclined surface provided on the roller inner diameter side of the roller end surface from the axial end of the chamfered portion and facing the guide surface of the flange.
  • the radial position of the roller inclined surface facing the end of the guide surface on the flange projecting side is defined as a first position
  • the radial position of the boundary between the chamfered portion and the roller inclined surface is defined as a second position
  • the The angle of intersection between the tangent to the roller inclined surface and the perpendicular to the rotation axis of the roller at the first position is ⁇
  • the intersection angle of the tangent to the roller inclination surface and the perpendicular to the roller rotation axis at the second position is ⁇
  • a restricting portion that restricts axial movement of the inner ring or the outer ring that receives a preload load from the preload portion
  • a rotating shaft having a rotor a housing having a stator; a roller bearing unit according to (2), which rotatably supports the rotating shaft in the housing; motor.
  • a roller bearing comprising an outer ring having a raceway surface on its inner peripheral surface, an inner ring having a raceway surface on its outer peripheral surface, and a plurality of rollers rotatably arranged between the outer ring and the inner ring.
  • One or both of the outer ring and the inner ring is provided with a flange that protrudes radially from the raceway surface, and the flange has a guide surface that guides the roller end surface of the roller in sliding contact therewith.
  • the roller has chamfered portions formed on both ends in the axial direction of the outer peripheral surface of the roller, and a roller inclined surface provided on the roller inner diameter side of the roller end surface from the axial end of the chamfered portion and facing the guide surface of the flange portion. and In a cross section cut along a plane including the rotation axis of the roller and the bearing center axis, the radial position of the roller inclined surface facing the end of the guide surface on the flange projecting side is a first position, and the chamfered portion is defined as a first position.
  • the radial position of the boundary with the roller inclined surface is defined as a second position
  • the intersection angle between the tangent to the roller inclined surface at the first position and the perpendicular to the rotation axis of the roller is ⁇
  • the roller at the second position is Let ⁇ be the intersection angle between the tangent to the inclined surface and the perpendicular to the rotation axis of the roller, and ⁇ be the intersection angle between the guide surface and the perpendicular to the bearing center axis. ⁇ to satisfy A method for manufacturing a roller bearing.
  • a method for quieting a roller bearing comprising: The outer ring and the inner ring are each formed with a flange portion protruding radially from the raceway surface and having a guide surface for guiding the end surface of the roller in sliding contact therewith, When the outer ring or the inner ring, which is the rotating ring of the roller bearing, rotates between one side surface of the outer ring and the other side surface of the inner ring among the one side surface and the other side surface of the outer ring and the inner ring. , both end faces of all the rollers incorporated in the roller bearing apply a constant axial preload load in the axial direction such that they are always in contact with the respective flanges to prevent squeak noise; Quiet method for roller bearings.
  • the contact between the end face of the roller and the flange can be continuous surface contact without edge contact, and high axial resistance can be obtained even when a large axial load or skew occurs. Moreover, according to the present invention, it is possible to completely prevent the generation of squealing noise of the cylindrical roller bearing.
  • FIG. 1 is a partial cross-sectional view of a roller bearing according to a first embodiment of the invention.
  • FIG. 2 is an enlarged view of the S portion of FIG. 1, and is a partially enlarged explanatory view showing a state in which the cylindrical roller and the flange portion are separated.
  • 3 is a schematic cross-sectional view of a main part showing a roller bearing unit having the roller bearing of FIG. 1.
  • FIG. FIG. 4 is a schematic sectional view of a motor in which the roller bearing shown in FIG. 1 and the roller bearing unit shown in FIG. 3 are applied to support the motor rotating shaft.
  • FIG. 5 is an enlarged cross-sectional view showing the flange portion and cylindrical rollers of the first configuration example.
  • FIG. 6 is a schematic diagram schematically showing the results of measuring the shape of the end face of the cylindrical roller of the first structural example.
  • FIG. 7 is a schematic diagram schematically showing the result of measuring the shape of the cylindrical roller end face of the second configuration example.
  • FIG. 8 is a cross-sectional view showing the flange portion and cylindrical rollers of the third configuration example.
  • FIG. 9 is a cross-sectional view showing a flange portion and cylindrical rollers of a fourth configuration example.
  • FIG. 10 is a diagram showing the results of the performance test, and is a graph showing the transition of the bearing outer ring temperature with respect to the elapsed time.
  • FIG. 10 is a diagram showing the results of the performance test, and is a graph showing the transition of the bearing outer ring temperature with respect to the elapsed time.
  • FIG. 11 is a diagram showing the results of the performance test, and is a graph showing the transition of the temperature of the bearing outer ring with respect to elapsed time.
  • 1 is a sectional view showing a tapered roller bearing having tapered rollers;
  • FIG. 1 is a cross-sectional view showing a cross roller bearing with cylindrical rollers;
  • FIG. 14 is a test result of Test Example B1, and is a graph showing changes in bearing outer ring temperature, bearing vibration, and rotational speed with respect to test time.
  • FIG. 15 is a graph showing test results of Test Example B2, showing changes in bearing outer ring temperature, bearing vibration, and rotational speed with respect to test time.
  • FIG. 16 is a test result of Test Example B3, and is a graph showing changes in bearing outer ring temperature, bearing vibration, and rotational speed with respect to test time.
  • FIG. 17 is a test result of Test Example B4, and is a graph showing changes in bearing outer ring temperature, bearing vibration, and rotational speed with respect to test time.
  • FIG. 18 is a diagram showing the distribution of bearing vibration with respect to the axial preload load in each of Test Examples B1 to B4, and is a graph showing the range in which squeak noise occurs and the range in which it does not occur.
  • FIG. 19 is a graph showing behavior of bearing temperature and bearing vibration in the cylindrical roller bearing shown in FIGS.
  • FIG. 1 is a partial cross-sectional view of a roller bearing according to a first embodiment of the invention.
  • the roller bearing 100 includes an outer ring 11, an inner ring 13, cylindrical rollers 15, and a retainer 17.
  • the inner ring 13 includes an inner ring raceway surface 13a in contact with the cylindrical rollers 15 and one side of the inner ring raceway surface 13a in the width direction, that is, in the axial direction. It has an inner ring flange 19 formed at one end (the right end in FIG. 1) and protruding toward the outer ring 11 side, and inner ring side surfaces 25a and 25b.
  • the outer ring 11 includes an outer ring raceway surface 11a in contact with the cylindrical rollers 15, outer ring flange portions 12a and 12b formed on both sides in the width direction of the outer ring raceway surface 11a and protruding toward the inner ring 13 side, and outer ring side surfaces 16a and 16b. and
  • the cylindrical roller 15 has a roller outer peripheral surface 15b that rolls and contacts the outer ring raceway surface 11a and the inner ring raceway surface 13a, and a roller end surface 15a.
  • the inner ring collar portion 19 has a guide surface 19 a that guides the cylindrical rollers 15 in the circumferential direction of the outer ring 11 and the inner ring 13 .
  • the cylindrical roller 15 rolls on the inner ring raceway surface 13a with the roller end surface 15a in sliding contact with the guide surface 19a of the inner ring collar portion 19. As shown in FIG.
  • FIG. 2 is an enlarged view of the S section in FIG. 1, and is a partially enlarged explanatory view showing a state in which the cylindrical roller 15 and the inner ring flange 19 are separated.
  • FIG. 2 shows a cross section cut along a plane including the rotation axis L1 of the cylindrical roller 15 and the bearing center axis L2, and the X direction is the axial direction and the Y direction is the radial direction.
  • T in the drawing indicates an intersection point between the chamfered portion (chamfer) of the inner ring collar portion 19 and the guide surface 19a.
  • the inner ring collar portion 19 has a guide surface 19a that guides the cylindrical rollers 15 in the circumferential direction of the outer ring 11 and the inner ring 13 shown in FIG.
  • the guide surface 19a is an annular surface that continues along the circumferential direction.
  • the roller end surface 15a of the cylindrical roller 15 has a chamfer 21 whose diameter is reduced so as to separate from the inner ring raceway surface 13a from one end of the roller outer peripheral surface 15b along the rotation axis L1, and a chamfer 21.
  • a roller inclined surface 15c is formed radially inward of the roller end surface 15a from the axially outer end and faces the guide surface 19a of the inner ring collar portion 19.
  • the roller end face 15a that comes into sliding contact with the inner ring flange portion 19 of the cylindrical roller 15 is formed by grinding with an elastic grindstone (not shown).
  • the surface roughness Ra of the roller inclined surface 15c is preferably 0.1 ⁇ m or less, more preferably 0.05 ⁇ m or less, still more preferably 0.03 ⁇ m or less. According to this, the friction between the roller inclined surface 15c and the guide surface 19a of the inner ring flange portion 19 can be reduced, the oil film formability is improved, and the allowable rotational speed of the roller bearing 100 can be improved. In addition, it is advantageous in improving seizure resistance and against galling.
  • the radial position of the roller inclined surface 15c facing the end portion T of the guide surface 19a on the flange projecting side is defined as a first position A, and the boundary between the chamfered portion 21 and the roller inclined surface 15c
  • a second position B is the radial position of the roller inclined surface 15c corresponding to .
  • "opposing" means being in the same radial position.
  • a third position C is the position of the axial end of the chamfered portion 21 opposite to the second position B.
  • intersection angle between the tangent line L3 of the roller inclined surface 15c at the first position A and the perpendicular line of the rotation axis L1 of the cylindrical roller 15 is ⁇
  • tangent line L4 of the roller inclined surface 15c at the second position B and the rotation axis of the cylindrical roller 15 Let ⁇ be the angle of intersection with the perpendicular to L1, and let ⁇ be the angle of intersection between the guide surface 19a and the perpendicular to the bearing central axis L2 (see FIG. 1) (synonymous with the perpendicular to the rotation axis L1 of the cylindrical roller 15).
  • ⁇ is equal to the flange opening angle of the inner ring flange portion 19 .
  • the crossing angle ⁇ of the guide surface 19a is manufactured with ⁇ as a target value, with the allowable tolerance at the time of manufacturing the inner ring 13 being ⁇ .
  • ⁇ representing the allowable range
  • values such as 5', 3', (2'), etc., are adopted according to various conditions such as the standard, application, and size of the bearing.
  • the crossing angle ⁇ at the first position A and the crossing angle ⁇ at the second position B are set according to formula (1), preferably formula (2). ⁇ (1) ( ⁇ + ⁇ ) ⁇ ( ⁇ ) (2)
  • the guide surface 19a of the inner ring flange 19 is formed by the cylindrical roller.
  • the point of contact with the roller inclined surface 15c of 15 is located between the first position A and the second position B. As shown in FIG.
  • the allowable tolerance for the crossing angle ⁇ of the guide surface 19a of the inner ring collar portion 19 is ⁇ 3′
  • the crossing angle ⁇ is set to be less than 20′
  • the crossing angle ⁇ at the second position B is set to be greater than 20′.
  • the roller end surface 15a is at the minimum allowable inclination of the guide surface 19a. , the contact point does not move radially inward of the roller from the first position A. Also, if the contact point is at the second position B, the roller end surface 15a has an inclination larger than the maximum allowable value of the guide surface 19a, so the contact point moves radially outward of the roller from the second position B. never. Therefore, the contact point between the guide surface 19a and the roller end surface 15a is within the range from the first position A to the second position B on the roller end surface 15a. In other words, the annular range from the first position A to the second position B of the roller end face 15 a becomes the effective contact surface with the inner ring flange 19 .
  • the gap between the inner ring flange 19 and the cylindrical roller 15 is large at the roller radial direction inner side (the outer diameter side of the inner ring flange 19) from the first position A.
  • the gap between the inner ring flange portion 19 and the cylindrical roller 15 is also large on the radially outer side of the roller (on the inner diameter side of the inner ring flange portion 19) from the 2nd position B. Therefore, the lubricating oil (and grease) in the bearing is smoothly sucked. Therefore, at the actual contact points within the effective contact surface between the first position A and the second position B, the surface pressure is reduced without generating an edge load. As a result, sufficient lubricating performance can be obtained, and a structure having an excellent cooling effect can be obtained.
  • the inner ring collar portion 19 shown here does not have a grinding relief portion in the axial direction, and the roller end face 15a has a so-called flattened shape with a large amount of crowning and continuity.
  • the grinding relief in FIG. 2 is the third position C at the maximum from the assumed point where the inner ring raceway surface 13a extending along the bearing center axis L2 (FIG. 1) of the inner ring 13 and the guide surface 19a of the inner ring collar portion 19 abut each other.
  • a grinding relief portion 24 is provided on the side of the inner ring raceway surface 13a between .
  • the ground relief portion 24 is located between an intersection (not shown) where the inner ring raceway surface 13a abuts against the guide surface 19a of the inner ring collar portion 19 and a point C on the inner ring raceway surface 13a (preferably closer to the intersection point than the point C). should be formed in The ground relief portion 24 is preferably formed by turning (hard turning) after heat treatment.
  • the inner ring collar portion 19 is provided on the inner ring 13 , but the collar portion is not limited to the inner ring 13 and may be a collar portion formed on the outer ring 11 .
  • the first position A and the second position B are arranged on the small diameter side of the bearing from the intersection where the chamfered flange and the guide surface contact each other.
  • the outer ring 11 is formed with a flange, the first position A and the second position B are arranged on the large diameter side of the bearing from the intersection where the chamfered flange and the guide surface contact each other.
  • the first position A is on the small diameter side of the roller inclined surface
  • the second position B is on the large diameter side of the roller inclined surface.
  • a second position B where the roller inclined surface 15c and the chamfered portion 21 are connected is formed by a smooth curved surface without edges.
  • This connecting portion generally has an edge at the intersection of the roller inclined surface 15c whose axial cross section is formed by a curve and the chamfered portion 21 which is formed by a straight line.
  • a smooth curved surface is continuously formed.
  • Such an edgeless curved surface can be formed by, for example, a spline curve, a Bezier curve, or the like. Grinding with an elastic whetstone can be given as the connecting process for processing the connecting portion, but the connecting process is not limited to this. As a result, edge contact does not occur, and sudden heat generation of the roller bearing 100 due to an edge load can be prevented.
  • the roller bearing 100 having this configuration effectively prevents the generation of squeak noise by applying an axial preload load to the bearing.
  • a roller bearing has a portion (non-load zone) that does not receive a load in the bearing.
  • Apply an axial preload so that That is, of the one and the other side surfaces of the outer ring 11 and the inner ring 13, one side surface of the outer ring 11 (outer ring side surface 16a) and the other side surface of the inner ring 13 (inner ring side surface 25b) are subjected to an axial preload load. be done.
  • the cylindrical rollers 15 are constrained and the behavior of the cylindrical rollers 15 is restricted.
  • FIG. 3 is a schematic cross-sectional view of essential parts showing a roller bearing unit 200 including the roller bearing 100 of FIG.
  • the roller bearing unit 200 includes a roller bearing 100 , a preload portion 50 and a regulation portion 60 .
  • One of the preload portion 50 and the restricting portion 60 is arranged on the housing 70 side, and the other is arranged on the shaft 80 side.
  • FIG. 3 shows a configuration in which the regulation portion 60 is arranged on the housing 70 side and the preload portion 50 is arranged on the shaft 80 side. may be placed. Further, both the preload portion 50 and the restricting portion 60 may be arranged on the housing 70 side as described later. In other words, the preload portion 50 and the restricting portion 60 may be arranged at diagonal positions in the axial direction X cross section.
  • the outer peripheral surface 18 of the outer ring 11 and an outer ring fixed ring 61 which is a restricting portion 60 that abuts against the outer ring side surface 16a of one side (the left side in FIG. 3) of the outer ring 11, are fixed.
  • the outer ring fixed ring 61 may be an annular member, or may be a wall portion projecting from the housing 70 toward the inner ring 13 side.
  • the outer ring stationary ring 61 prevents axial displacement of the outer ring 11 due to an axial preload load, which will be described later.
  • the shaft 80 includes an inner peripheral surface 29 of the inner ring 13, a spring portion 51 that abuts against the inner ring side surface 25b of the other side of the inner ring 13 (the right side in FIG. 3), and an inner ring fixing portion that presses the spring portion 51 toward the inner ring side surface 25b.
  • a ring 53 is arranged.
  • the inner ring fixed ring 53 may be configured to be screwed onto the shaft 80, or may be a stepped portion in which the shaft 80 itself protrudes radially outward.
  • the spring portion 51 and the inner ring fixed ring 53 constitute the preload portion 50 .
  • the preload portion 50 presses the inner ring side surface 25 b of the inner ring collar portion 19 to apply an axial preload load to the roller bearing 100 .
  • the preload portion 50 may have another configuration as long as it can press the inner ring side surface 25b in the axial direction. Also, the axial preload load can be changed to an appropriate preload force by changing the elastic constant of the spring portion 51 or the degree of screw tightening of the inner ring stationary ring 53 .
  • the housing 70 is a housing that is arranged to cover the roller bearing 100 and positions the cylindrical roller bearing 100 at a predetermined position.
  • the shaft 80 and the housing 70 can be relatively rotatably supported by the roller bearings 100, and an axial preload load can be applied to the roller bearings 100.
  • the roller bearing 100 to which the axial preload load is applied can prevent the generation of squeak noise as described above.
  • preloading section 50 it is possible to apply either a constant pressure preloading mechanism or a fixed position preloading mechanism.
  • a constant pressure preload mechanism such as a spring, it is preferable because a constant preload can be secured even if the inside of the roller bearing 100 is worn.
  • FIG. 4 is a schematic sectional view of a motor 300 in which the roller bearing 100 shown in FIG. 1 and the roller bearing unit 200 shown in FIG. 3 are applied to support the motor rotating shaft.
  • the motor 300 includes a housing 70 , a shaft 80 passing through the housing 70 to rotate, a rotor 91 fixed to the shaft 80 , a stator 93 surrounding the rotor 91 and fixed to the housing 70 , and the shaft 80 to the housing 70 . and at least one pair of roller bearing units 200 for supporting. According to the motor 300 of this configuration, by using the roller bearing 100 described above and applying an axial preload load to the roller bearing 100, it is possible to prevent the occurrence of squealing noise and enable quiet operation.
  • FIG. 5 is an enlarged sectional view showing the inner ring collar portion 19 and the cylindrical rollers 15 of the first configuration example.
  • a grinding relief portion extending in the axial direction is not formed at the end of the guide surface 19a on the inner ring raceway surface side, and a grinding relief portion 24 extending in the radial direction is formed at the end of the inner ring raceway surface 13a.
  • the roller end face 15a has a continuous sloping shape with a large amount of crowning.
  • Cylindrical roller bearings 100 manufactured with the permissible range of the crossing angle ⁇ of the guide surface 19a of the inner ring flange 19 of 20′ ⁇ 3′ were prepared, and the outer shape of the cylindrical rollers 15 was measured.
  • the coordinates of the roller end surface 15a at an arbitrary point P1 between the first position A and the second position B of the roller end surface 15a are measured, and the inclination of the tangent line L5 (per 0.1 mm in the axial direction) is obtained from the obtained coordinates. change in falling amount) was calculated.
  • FIG. 6 is a schematic diagram schematically showing the results of measuring the end face shape of the cylindrical roller of the first configuration example.
  • the axis of rotation of the cylindrical roller is indicated by L1.
  • the inclination of the tangent line at the first position A-1 (corresponding to A in FIG. 5) of one of the pair of roller end surfaces is 9.
  • the inclination ⁇ of the tangential line at the first position A-2 of the same end surface (the position corresponding to A in FIG. 5 and on the opposite phase side of A-1 by 180°) is 10.1'.
  • the slope of the tangent line was less than 20′ and less than 17′ at any position.
  • the slopes of the tangent lines at A-1 and A-2 of the opposite end faces of the rollers are also less than 20' and less than 17', respectively.
  • the inclination ⁇ of the tangential line at the second position B-1 (corresponding to B in FIG. 5) of one roller end face is 66.6′
  • the second position B-2 (B in FIG. ) (180° opposite phase side of B1) the slope of the tangent line was 86.7'
  • the slope of the tangent line was greater than 20' and greater than 23' at any position.
  • the slopes of the tangents at B-1 and B-2 of the opposite end surfaces of the same roller are also greater than 23'.
  • the contact point between the roller end surface 15a and the guide surface 19a of the inner ring flange portion 19 can be between the first position A-1 and the second position B-1, and the first position A-2. to the second position B-2, the inclination of the guide surface 19a is within the allowable range of inclination described above. Therefore, the radially inner side of the first positions A-1 and A-2 and the radially outer side of the second positions B-1 and B-2 of the roller end face 15a do not come into contact with the guide surface 19a. I don't get it.
  • roller end surface 15a does not come into edge contact with the guide surface 19a, and the intersection of the roller end surface 15a and the chamfered portion 21 (chamfer) does not come into contact with the guide surface 19a even if skew occurs. As a result, heat generation due to sudden edge loading does not occur.
  • the gap Wa between the inner ring flange 19 and the cylindrical rollers 15 at the first position A and the gap Wb between the inner ring flange 19 and the cylindrical rollers 15 at the second position B are both large. , the suction of lubricating oil (and grease) in the bearing becomes smooth.
  • FIG. 7 is a schematic diagram schematically showing the results of measuring the shape of the cylindrical roller of the second configuration example.
  • the rotation axis of the cylindrical roller 15 is indicated by L1.
  • the roller end face 15a of the second structural example has a continuous sloping shape like the first structural example shown in FIG. 6, but the crowning of the roller end face 15a is small.
  • the outer shape of the cylindrical roller 15 manufactured with the permissible range of the intersection angle ⁇ on the guide surface 19a of the inner ring flange 19 being 20′ ⁇ 3′ was measured.
  • the inclination ⁇ of the tangent line at the first position A-1 of one of the pair of roller end surfaces was 1.3'.
  • the slope of the tangent line at position A-2 (180° opposite phase side of A-1) was 0.7', and the slope of the tangent line was less than 17' at any position.
  • A-1 and A-2 on the opposite side of the same roller are also less than 20' and less than 17', respectively.
  • the inclination ⁇ of the tangential line at the second position B-1 of one roller end face is 98.6′, The slope was 104.5', and the slope of the tangential line was greater than 20' and greater than 23' at any position.
  • B-1 and B-2 on the opposite side end surfaces of the same roller are also larger than 20' and larger than 23', respectively.
  • the roller end surface 15a does not come into edge contact with the guide surface 19a, and the intersection of the roller end surface 15a and the chamfered portion 21 (chamfer) has no skew or the like. Even if it did occur, it did not contact the guide surface 19a, so there was no heat generation due to a sudden edge load. Moreover, both the gap Wa and the gap Wb are large, so that lubricating oil (and grease) in the bearing can be smoothly sucked.
  • FIG. 8 is a cross-sectional view showing the inner ring collar portion 19 and the cylindrical rollers 15 of the third configuration example.
  • the roller end face 15a of the third configuration example is a ground surface formed with a radius of curvature R of 3000 mm, and a grinding relief portion 23 extending in the axial direction is formed at the proximal end of the inner ring collar portion 19.
  • the intermediate point P2 of the roller end surface 15a contacts the guide surface 19a of the inner ring collar portion 19.
  • the relationship between the crossing angle ⁇ , the crossing angle ⁇ , and the crossing angle ⁇ is ⁇ .
  • the gap Wa and the gap Wb at the second position B are smaller than those in the first and second configuration examples.
  • FIG. 9 is a cross-sectional view showing the inner ring collar portion 19 and the cylindrical rollers 15 of the fourth configuration example.
  • the roller end face 15a of the fourth configuration example is a flat ground surface, and the relationship between the intersection angle ⁇ , the intersection angle ⁇ , and the intersection angle ⁇ is ⁇ , ⁇ .
  • a grinding relief portion 23 extending in the axial direction is formed at the proximal end of the inner ring collar portion 19 .
  • the second position B of the roller end surface 15 a contacts the guide surface 19 a of the inner ring collar portion 19 .
  • the gap Wa at the first position A is larger than those of the first to third configuration examples, but the gap at the second position B does not exist.
  • Test Example A1 Cylindrical rollers of the first structural example + raceway ring of cylindrical roller bearing NJ2326 Test Example A2: Cylindrical rollers of the second structural example + raceway ring of cylindrical roller bearing NJ2326 Test Example A3: Cylindrical rollers of the third structural example + Raceway ring of cylindrical roller bearing NJ2326 Test Example A4 (Comparative Example A4): Cylindrical rollers of the fourth structural example + raceway ring of cylindrical roller bearing NJ2326 Note that the grinding undercuts 24 of Test Examples A1 and A2 were obtained after heat treatment. It was formed by turning, and the ground relief portions 23 of Test Example A3 and Comparative Example A4 were formed by turning before heat treatment.
  • Figs. 10 and 11 are graphs showing the results of the performance test, and are graphs showing the transition of the temperature of the outer ring of the bearing with respect to the elapsed time.
  • Fig. 10 shows a case where the radial load is constantly applied and the axial load is increased to 0.1 ⁇ Fr and then increased to 0.2 ⁇ Fr. 5 ⁇ Fr and then increased to 0.6 ⁇ Fr.
  • Test Examples A1 to A3 show almost the same trend until 3 hours after the start of the test, but after 4 hours, Test Examples A1 and A2 , A3 appeared, and the bearing temperature of Test Example A1 was the lowest. After 5 hours, the bearing temperature was 81.8°C for Test Example A1, 84.8°C for Test Example A2, and 85.8°C for Test Example A3. After 10 hours, the temperatures were 85.9°C for Test Example A1, 89.0°C for Test Example A2, and 90.6°C for Test Example A3. On the other hand, in Comparative Example A4, the bearing temperature abruptly increased from the start of the test and reached 120° C. before 1 hour had passed.
  • Test Example A1 Cylindrical rollers of the first structural example + raceway ring of cylindrical roller bearing NJ2326
  • Test Example A2 Cylindrical rollers of the second structural example + raceway ring of cylindrical roller bearing NJ2326
  • Test Example A3 Cylindrical rollers of the third structural example + Bearing Ring of Cylindrical Roller Bearing NJ2326
  • Comparative Example A4 Cylindrical Roller of Third Configuration Example + Bearing Ring of Cylindrical Roller Bearing NJ2326
  • the grinding relief portion 24 in Test Examples A1 and A2 was formed by turning after heat treatment.
  • the ground relief portions 23 of Test Example A3 and Comparative Example A4 were formed by turning before the heat treatment.
  • the shape of the roller end face is such that the inclination at the first position A and the second position B is ⁇ , and preferably the inclination at the first position A is the minimum guide surface , and the inclination at the second position B is larger than the maximum production allowable value ( ⁇ + ⁇ ) of the guide surface of the flange, and the outline is continuous at any position.
  • the cylindrical rollers used in Test Examples A1 and A2 had a surface roughness Ra of about 0.07 to 0.10 ⁇ m, and were in contact with at least the flange of the outer (inner) ring. It is desirable that the surface roughness Ra of the roller end face (within the range between the first position A and the second position B) be 0.1 ⁇ m or less, since this can reduce heat generation.
  • a cross roller bearing 100B having outer rings 11A and 11B, an inner ring 13, and cylindrical rollers 33, or a cross taper bearing having tapered rollers (not shown) may be used instead of the cylindrical roller bearing 100 shown in FIG. 1.
  • high axial resistance can be obtained even when a large axial load or skew occurs.
  • FIG. 14 is a test result of Test Example B1, and is a graph showing changes in bearing outer ring temperature, bearing vibration, and rotational speed with respect to test time.
  • ⁇ Period T3 Inner ring rotation speed 1000min -1
  • Axial preload load: Fa 6327N
  • Vibration state When the rotational speed was increased while maintaining the axial preload, the temperature of the outer ring increased, but there was no squeak even after the temperature of the outer ring stabilized.
  • Axial preload load: Fa 6327N Condition: The rotation speed was further increased, and there was no squeaking noise until the temperature of the outer ring stabilized.
  • FIG. 15 is a graph showing test results of Test Example B2, showing changes in bearing outer ring temperature, bearing vibration, and rotational speed with respect to test time.
  • Axial preload load: Fa 0N Vibration state: When only the radial load was applied, no squealing sound occurred until about 1.6 hours had passed.
  • Axial preload load: Fa 0N Vibration state: A squealing sound occurred immediately after changing the rotation speed.
  • FIG. 16 is a test result of Test Example B3, and is a graph showing changes in bearing outer ring temperature, bearing vibration, and rotational speed with respect to test time.
  • ⁇ Period T1 Inner ring rotation speed: 800 min -1 , Axial preload load: Fa 0N: Vibration state: When only the radial load was applied, a squealing sound was generated after about 1.6 hours.
  • Axial preload load: Fa 0N Vibration state: No squealing sound was generated even when the rotation speed was increased. However, the vibration gradually increased.
  • Axial preload load: Fa 0N Vibration state: Even if the rotational speed was further increased under the condition of period T2, no squealing sound was generated. However, the vibration gradually increased.
  • Axial preload load: Fa 9050N Vibration state: A squealing sound occurred immediately after the rotation speed was reduced. That is, the reproducibility of Test Example B3 (period T1) was confirmed. After confirming the reproducibility, when the axial preload Fa was set to 9050 N, the squealing noise disappeared, and thereafter, the squealing noise did not occur for 3.5 to 4 hours.
  • FIG. 17 is a test result of Test Example B4, and is a graph showing changes in bearing outer ring temperature, bearing vibration, and rotational speed with respect to test time.
  • ⁇ Period T1 Inner ring rotation speed: 800min -1 Axial preload load: Fa 0N Vibration state: About 2 hours after the start of the test, when the temperature of the outer ring became almost constant, a squealing sound was generated.
  • Axial preload load: Fa 5435N Vibration state: When the axial preload load was applied, the squealing noise became smaller than that generated in the period T1, but the squealing noise continued to occur.
  • ⁇ Period T3 Inner ring rotation speed 1000min -1
  • ⁇ Period T4 Inner ring rotation speed 1200min -1
  • Axial preload load: Fa 5435N Vibration state: When the rotation speed was further increased, the squealing sound disappeared. A tendency was observed that the higher the rotation speed, the less likely the squealing noise was generated.
  • the test machine was temporarily stopped and the axial preload load was released.
  • FIG. 18 is a diagram showing the distribution of bearing vibration with respect to the axial preload load in each of Test Examples B1 to B4, and is a graph showing the range in which squeak noise occurs and the range in which it does not occur.
  • axial preload loads Fa 0N, 5435N, 6327N, and 9050N
  • squeak noise occurs at less than 6327N, but does not occur at 6327N or more.
  • a constant pressure axial preload load is applied in the axial direction to make contact with the flange. Therefore, even when all the rollers pass through the non-loaded zone, there is no gap that would cause all the rollers to move in the axial direction and generate squeak noise. It is presumed that the squealing noise is suppressed for this reason.
  • FIG. 19 is a graph showing behavior of bearing temperature and bearing vibration in the cylindrical roller bearing shown in FIGS.
  • the results of the cylindrical roller bearing shown in FIGS. 1 and 2 are shown on the graph as symbol S.
  • edge load may occur when the cylindrical roller 15 and the inner ring collar portion 19 contact each other. Avoid heat and vibration.
  • the shape of the vicinity of the contact position between the inner ring flange 19 and the cylindrical roller 15 described above may also be formed in the outer ring flange 12b formed on the outer ring 11 shown in FIG.
  • cylindrical roller bearing 100 of this embodiment is of the NJ type with both outer ring ribs and inner ring single rib, it is also applicable to NUP, NF, and NH types. In either case, the shape near the contact position between the flange portion and the cylindrical roller where the axial preload is applied is the same as the shape near the contact position between the inner ring flange portion 19 and the cylindrical roller 15 described above.
  • a roller bearing comprising an outer ring having a raceway surface on its inner peripheral surface, an inner ring having a raceway surface on its outer peripheral surface, and a plurality of rollers rotatably arranged between the outer ring and the inner ring.
  • One or both of the outer ring and the inner ring is provided with a flange projecting radially from the raceway surface and having a guide surface for guiding the roller end surface of the roller in sliding contact
  • the roller includes chamfered portions formed at both ends in the axial direction of the outer peripheral surface of the roller, a roller inclined surface provided on the roller inner diameter side of the roller end surface from the axial end of the chamfered portion and facing the guide surface of the flange; has In a cross section cut along a plane containing the rotation axis of the roller and the bearing center axis, A radial position of the roller inclined surface facing the end of the guide surface on the flange projecting side is defined as a first position, and a radial position of a boundary between the chamfered portion and the roller inclined surface is defined as a second position,
  • the angle of intersection between the tangent to the roller inclined surface and the perpendicular to the rotation axis of the roller at the first position is ⁇ , and the intersection angle
  • the contact point is at the second position, the roller end surface has a larger inclination than the guide surface, so the contact point does not move radially outward from the second position. Therefore, the contact point between the flange guide surface and the roller end surface is within the range from the first position to the second position on the roller end surface. As a result, edge contact does not occur between the roller end surface and the guide surface, and sudden heat generation due to sudden edge load can be prevented. As a result, high axial resistance can be obtained even when a large axial load or skew occurs. In addition, the gap between the roller end face and the guide face is ensured, so that the lubricant can be well supplied, and the cooling effect can be improved.
  • roller bearing according to any one of (1) to (3) which is a cylindrical roller bearing, a tapered roller bearing, a cross roller bearing having cylindrical rollers, or a cross taper bearing having tapered rollers. According to this roller bearing, high axial resistance performance can be obtained even when a large axial load or skew occurs.
  • roller bearing according to any one of (1) to (3), a preload section that applies a constant axial preload load to the outer ring or the inner ring, and the preload that receives the preload from the preload section.
  • a constant-pressure shaft in which both end surfaces of all the rollers incorporated in the roller bearing are in constant contact with the respective flanges when the outer ring or inner ring, which is the rotating ring of the roller bearing, is rotating. Prevents squeak noise by applying an axial preload load in the direction of roller bearing.
  • roller bearing it is possible to avoid an edge load that occurs when the roller end face contacts the outer ring flange and the inner ring flange, and no abnormal heat is generated.
  • the axial preload load by applying the axial preload load, the behavior of the cylindrical rollers can be reliably regulated, and the generation of squeak noise can be reliably prevented.
  • a connection portion between the roller inclined surface and the chamfered portion is formed by a curved surface without an edge, and one side surface of the outer ring and the other side surface of the inner ring are selected from one side surface and the other side surface of the outer ring and the inner ring.
  • the roller bearing according to (5) wherein an axial axial preload load is applied to the side surface of the roller and the side surface of the roller to prevent squeak noise. According to this roller bearing, edge contact does not occur between the roller end surface and the guide surface, and rapid heat generation due to edge load can be prevented.
  • roller bearing according to (5) or (6) a restricting portion that restricts axial movement of the inner ring or the outer ring that receives a preload load from the preload portion;
  • the axial preload load is accurately applied to the cylindrical roller bearing by the preload portion and the restricting portion, and the movement in the axial direction is reliably restricted. This prevents squealing noise without abnormal heat generation.
  • this motor when it is driven, it can be a quiet motor that does not generate abnormal heat and does not generate squealing noise.
  • a roller bearing comprising an outer ring having a raceway surface on its inner peripheral surface, an inner ring having a raceway surface on its outer peripheral surface, and a plurality of rollers rotatably arranged between the outer ring and the inner ring.
  • One or both of the outer ring and the inner ring is provided with a flange that protrudes radially from the raceway surface, and the flange has a guide surface that guides the roller end surface of the roller in sliding contact therewith.
  • the roller has chamfered portions formed on both ends in the axial direction of the outer peripheral surface of the roller, and a roller inclined surface provided on the roller inner diameter side of the roller end surface from the axial end of the chamfered portion and facing the guide surface of the flange portion. and In a cross section cut along a plane including the rotation axis of the roller and the bearing center axis, the radial position of the roller inclined surface facing the end of the guide surface on the flange projecting side is a first position, and the chamfered portion is defined as a first position.
  • the radial position of the boundary with the roller inclined surface is defined as a second position
  • the intersection angle between the tangent to the roller inclined surface at the first position and the perpendicular to the rotation axis of the roller is ⁇
  • the roller at the second position is Let ⁇ be the intersection angle between the tangent to the inclined surface and the perpendicular to the rotation axis of the roller, and ⁇ be the intersection angle between the guide surface and the perpendicular to the bearing center axis.
  • ⁇ A method of manufacturing a roller bearing that satisfies According to this roller bearing manufacturing method, if the point of contact between the guide surface of the flange and the roller end surface is the first position A, the roller end surface has an inclination less than the inclination of the guide surface.
  • the roller end surface has a greater inclination than the guide surface, so the contact point does not move radially outward of the roller from the second position. Therefore, the contact point between the flange guide surface and the roller end surface is within the range from the first position to the second position on the roller end surface. As a result, edge contact does not occur between the roller end surface and the guide surface, and sudden heat generation due to edge load can be prevented. As a result, high axial resistance can be obtained even when a large axial load or skew occurs. In addition, the gap between the roller end face and the guide face is ensured, so that the lubricant can be well supplied, and the cooling effect can be improved.
  • a method for quieting a roller bearing comprising: The outer ring and the inner ring are each formed with a flange portion protruding radially from the raceway surface and having a guide surface for guiding the end surface of the roller in sliding contact therewith, When the outer ring or the inner ring, which is the rotating ring of the roller bearing, rotates between one side surface of the outer ring and the other side surface of the inner ring among the one side surface and the other side surface of the outer ring and the inner ring.
  • both end faces of all the rollers incorporated in the roller bearing apply a constant axial preload load in the axial direction such that they are always in contact with the respective flanges to prevent squeak noise; Quiet method for roller bearings. According to this roller bearing noise reduction method, by applying an axial preload load, it is possible to reliably regulate the behavior of the rollers and reliably prevent the occurrence of squeak noise.
  • the present invention is not limited to the above-described embodiments, and those skilled in the art can make modifications and applications by combining each configuration of the embodiments with each other, based on the description of the specification and well-known techniques. It is also contemplated by the present invention that it falls within the scope of protection sought.

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Abstract

ころは、ころ外周面の軸方向両端に形成された面取り部と、ころ傾斜面とを有する。ころの回転軸と軸受中心軸とを含む面で切断した断面において、案内面の端部に対応するころ傾斜面の径方向位置を第１位置、面取り部ところ傾斜面との境界に対応する径方向位置を第２位置とし、第１位置におけるころ傾斜面の接線と回転軸の垂線との交差角をα、第２位置におけるころ傾斜面の接線と回転軸の垂線との交差角をβ、案内面と軸受中心軸の垂線との交差角をθ、とすると、α＜θ＜βを満たす。

Description

ころ軸受、ころ軸受ユニット、モータ、ころ軸受の製造方法及びころ軸受の静音方法
　本発明は、ころ軸受、ころ軸受ユニット、モータ、ころ軸受の製造方法及びころ軸受の静音方法に関する。
　一般に、円筒ころ軸受や円錐ころ軸受等においては、複数のころを軌道輪の円周方向に案内するために、軌道輪の端部に鍔部を設け、この鍔部にころの端面を摺接させる構成が知られており、大きなアキシアル荷重に対する高い耐性が求められる場合がある（特許文献１、２）。
　特許文献１のころ軸受の構成によれば、鍔部と摺接する部分の円筒ころの端面を、その断面の外形線が特定の曲線となるように研削加工することによって耐アキシアル性能を向上させている。
　また、特許文献２のころ軸受の構成においては、円筒ころの端面における第一の位置と第二の位置とを通過する凸状のクラウニング部を円筒ころの端面に設けることで、耐アキシアル性能を向上させている。
　また、一般に、転がり軸受では、要求性能の一つとして静音化を求められ、特にグリース潤滑時における円筒ころ軸受においては，複数の円筒ころが非負荷圏（負荷圏出入り口を含む）の軌道面を転がり移動する際に、騒音の一種であるきしり音が発生することが知られている。このような騒音の一種であるきしり音を抑制する技術として、例えば特許文献３～６に開示される技術がある。
　特許文献３の円筒ころ軸受は、保持器の外周面の直径と、鍔部の内周面と保持器の外周面との間に存在する環状の隙間の厚さとの関係を規定し、きしり音と保持器音の音圧レベルを低下させている。
　特許文献４のきしり音抑制ラジアル軸受は、内輪と外輪との間の環状空間内において、隣接する転動体間にころを案内するころ案内面を有するセパレータを介装して、きしり音の発生を抑制させている。
　特許文献５の円筒ころ軸受は、ころ転動面の輪郭をその中央部で軸に平行な直線形状とし、保持器のポケットにおける柱側の面の円周方向及び半径方向への傾きを限定して、ころの公転方向に対する傾き及び半径方向に対する傾きを抑制し、振動・騒音レベルを低減させている。
　特許文献６の円筒ころ軸受は、複数の構成曲面を一定の位相角度で接続した外輪軌道の多角形状曲面において、その構成曲面同士の接続点で共通接平面を持つことで、きしり音の発生を防止している。
日本国特開２００３－２１１４５号公報 日本国特開２００５－３１２１号公報 日本国特開平９－２９１９４２号公報 日本国特開平６－５８３３４号公報 日本国特開平１１－３４４０３５号公報 日本国特開昭６２－２７０８２５号公報
　しかしながら、ころの端面形状を上記した各点を通過する曲線で規定した場合、ころの端面が比較的大きめの曲率半径（直線状に近い）を有する場合には、ころの端面と、その端面の軸端部に形成したチャンファーとの交点に、不連続なエッジ部が発生することが確認されている。このようなエッジ部が存在すると、大きなアキシアル荷重を受けた際、又は高速回転時にころがスキューした際、鍔部にころのエッジ部が接触してエッジロードが発生しやすくなる。そのため、過酷な使用条件の下では、場合によっては接触面圧が増加して、温度上昇、焼き付き、かじり等を引き起こす要因となるおそれがあった。
　また、通常、ころ軸受においては、荷重の負荷によるころのエッジロードを緩和させるため、ころ転動面をクラウニング形状にすることがある。特許文献３では、ころ転動面をフルストレート形状にすることで、きしり音を発生させる主原因となる転動体（ころ）の動きを抑制させている。そして、ころの動きを抑制しながら、更に保持器は、外輪の端部に形成した鍔部の内周面と保持器の外周面との間に存在する環状の隙間の厚さによって保持器の動きを規制している。
　このような保持器によれば、保持器と外輪又は内輪との間に存在するグリースの粘性特性で得られる保持器の減衰特性によって、ポケット内のころの外乱振動が抑えられる。また、ころが、何らかの状況下で滑りを伴う挙動を生じた場合（きしり音の発生要因）であっても、上記したグリースの粘性特性による減衰特性によって、各ポケット内のころの動きを制振できるため、きしり音を抑制できる。特許文献４～６においても、上記した同様の理由できしり音の抑制が可能となる。
　しかしながら、ころの動きを完全に規制することは難しく、例えば、ころの転動面形状に傾斜や凹凸等、製作上のばらつきが生じた場合、ころは不均一な運動になりやすく、安定性を失った挙動を生じることがある。また、ころ転動面と外輪（又は内輪）との間にグリースが不均一に設けられた場合、ころはスキューを起こすことがあり、きしり音を確実に防止するには限界がある。
　さらに、中、大形モータに組み込まれる玉軸受、円筒ころ軸受のきしり音は、玉軸受については軸受に予圧荷重を負荷することで防止できたが、円筒ころ軸受については予圧荷重（半径方向予圧荷重、軸方向予圧荷重）の負荷は異常な発熱を招く場合があり、簡単には予圧荷重を負荷できない。そのため、円筒ころ軸受のきしり音は、未だその完全防止や解決に至っていないのが現状である。
　そこで本発明は、ころの端面と鍔部との接触を、エッジ当たりとせずに連続した面形状同士の接触にでき、大きなアキシアル荷重やスキューの発生時であっても高いアキシアル耐性が得られるころ軸受及びころ軸受の製造方法を提供することを第１の目的とする。
　また、本発明は、エッジロードによる発熱を抑制するとともに、きしり音の発生を防止できるころ軸受、ころ軸受ユニット及びモータ、並びにころ軸受の静音方法を提供することを第２の目的とする。
　本発明は下記の構成からなる。
（１）　内周面に軌道面を有する外輪と、外周面に軌道面を有する内輪と、前記外輪と内輪との間に転動自在に配置された複数のころと、を備えるころ軸受であって、
　前記外輪と前記内輪との一方又は双方には、前記軌道面から径方向に突出して設けられて、前記ころのころ端面を摺接させて案内する案内面を有する鍔部が形成され、
　前記ころは、
　ころ外周面の軸方向両端に形成された面取り部と、前記面取り部の軸端から前記ころ端面のころ内径側に設けられ、前記鍔部の前記案内面に対向するころ傾斜面と、を有し、
　前記ころの回転軸と軸受中心軸とを含む面で切断した断面において、
　前記案内面の鍔部突出側の端部に相対する前記ころ傾斜面の径方向位置を第１位置、前記面取り部と前記ころ傾斜面との境界の径方向位置を第２位置とし、前記第１位置における前記ころ傾斜面の接線と前記ころの回転軸の垂線との交差角をα、前記第２位置における前記ころ傾斜面の接線と前記ころの回転軸の垂線との交差角をβ、前記案内面と前記軸受中心軸の垂線との交差角をθ、とするとき、
　　α＜θ＜β
を満たす、ころ軸受。
（２）　（１）に記載のころ軸受と、
　前記予圧部からの予圧荷重を受ける前記内輪又は前記外輪の軸方向移動を規制する規制部と、を備え前記ころ軸受の回転輪である外輪又は内輪が回転している際に、前記ころ軸受に組み込まれているすべての前記ころの両端面が、それぞれの前記鍔部と常時接触する様な定圧の軸方向のアキシアル予圧荷重が負荷されることにより、きしり音を防止する、ころ軸受ユニット。
（３）　ロータを有する回転軸と、
　ステータを有するハウジングと、
　前記回転軸を前記ハウジングに回転自在に支持する、（２）に記載のころ軸受ユニットと、
を備えるモータ。
（４）　内周面に軌道面を有する外輪と、外周面に軌道面を有する内輪と、前記外輪と内輪との間に転動自在に配置された複数のころと、を備えるころ軸受の製造方法であって、
　前記外輪と前記内輪との一方又は双方には、前記軌道面から径方向に突出して鍔部が設けられ、前記鍔部は、前記ころのころ端面を摺接させて案内する案内面を有し、
　前記ころは、ころ外周面の軸方向両端に形成された面取り部と、前記面取り部の軸端から前記ころ端面のころ内径側に設けられ、前記鍔部の前記案内面に対向するころ傾斜面と、を有し、
　前記ころの回転軸と軸受中心軸とを含む面で切断した断面において、前記案内面の鍔部突出側の端部に相対する前記ころ傾斜面の径方向位置を第１位置、前記面取り部と前記ころ傾斜面との境界の径方向位置を第２位置とし、前記第１位置における前記ころ傾斜面の接線と前記ころの回転軸の垂線との交差角をα、前記第２位置における前記ころ傾斜面の接線と前記ころの回転軸の垂線との交差角をβ、前記案内面と前記軸受中心軸の垂線との交差角をθ、とするとき、
　　α＜θ＜β
を満たすようにする、
ころ軸受の製造方法。
（５）　内周面に軌道面を有する外輪と、外周面に軌道面を有する内輪と、前記外輪と内輪との間に転動自在に配置された複数の円筒ころであるころと、を備えるころ軸受の静音方法であって、
　前記外輪と前記内輪は、前記軌道面から径方向に突出して設けられて、前記ころのころ端面を摺接させて案内する案内面を有する鍔部がそれぞれ形成され、
　前記外輪及び前記内輪における一方と他方の側面のうち、前記外輪の一方の側面と前記内輪の他方の側面とに、前記ころ軸受の回転輪である前記外輪又は前記内輪が回転している際に、前記ころ軸受に組み込まれているすべての前記ころの両端面が、それぞれの前記鍔部と常時接触する様な軸方向の定圧のアキシアル予圧荷重を負荷して、きしり音を防止する、
ころ軸受の静音方法。
　本発明によれば、ころの端面と鍔部との接触を、エッジ当たりとせずに連続した面形状同士の接触にでき、大きなアキシアル荷重やスキューの発生時であっても高いアキシアル耐性が得られる。
　また、本発明によれば、円筒ころ軸受のきしり音の発生を完全防止できる。
図１は、本発明の第１の実施形態に係るころ軸受の部分断面図である。 図２は、図１のＳ部の拡大図であって、円筒ころと鍔部とを離した状態を示す一部拡大説明図である。 図３は、図１のころ軸受を備えるころ軸受ユニットを示す要部概略断面図である。 図４は、図１に示すころ軸受と図３に示すころ軸受ユニットをモータ回転軸の支持に適用したモータの概略断面図である。 図５は、第１構成例の鍔部と円筒ころを示す拡大断面図である。 図６は、第１構成例の円筒ころ端面の形状を測定した結果を模式的に示す概略図である。 図７は、第２構成例の円筒ころ端面の形状を測定した結果を模式的に示す概略図である。 図８は、第３構成例の鍔部と円筒ころを示す断面図である。 図９は、第４構成例の鍔部と円筒ころを示す断面図である。 図１０は、性能試験の結果を示す図で、経過時間に対する軸受外輪温度の推移を示すグラフである。 図１１は、性能試験の結果を示す図で、経過時間に対する軸受外輪温度の推移を示すグラフである。 円錐ころを有する円錐ころ軸受を示す断面図である。 円筒ころを有するクロスローラ軸受を示す断面図である。 図１４は、試験例Ｂ１の試験結果であって、試験時間に対する軸受外輪温度、軸受振動及び回転速度の変化を示すグラフである。 図１５は、試験例Ｂ２の試験結果であって、試験時間に対する軸受外輪温度、軸受振動及び回転速度の変化を示すグラフである。 図１６は、試験例Ｂ３の試験結果であって、試験時間に対する軸受外輪温度、軸受振動及び回転速度の変化を示すグラフである。 図１７は、試験例Ｂ４の試験結果であって、試験時間に対する軸受外輪温度、軸受振動及び回転速度の変化を示すグラフである。 図１８は、各試験例Ｂ１～Ｂ４のアキシアル予圧荷重に対する軸受振動の分布を示す図で、きしり音の発生範囲と未発生範囲とを示すグラフである。 図１９は、図１，図２に示す円筒ころ軸受における、軸受温度と軸受振動の挙動を示すグラフである。
　以下、本発明の実施形態について、図面を参照して詳細に説明する。
　図１は、本発明の第１の実施形態に係るころ軸受の部分断面図である。
　ころ軸受１００は、外輪１１、内輪１３、円筒ころ１５及び保持器１７を備え、内輪１３は、円筒ころ１５に接する内輪軌道面１３ａと、内輪軌道面１３ａの幅方向の片側、即ち、軸方向一方の端部（図１の右端）に形成されて外輪１１側に向かって突出する内輪鍔部１９と、内輪側面２５ａ，２５ｂとを有する。
　外輪１１は、円筒ころ１５に接する外輪軌道面１１ａと、外輪軌道面１１ａの幅方向の両側に形成され、内輪１３側に向かってそれぞれ突出する外輪鍔部１２ａ，１２ｂと、外輪側面１６ａ，１６ｂとを有する。
　円筒ころ１５は、外輪軌道面１１ａ及び内輪軌道面１３ａに転がり接触するころ外周面１５ｂと、ころ端面１５ａとを有する。
　内輪鍔部１９は、円筒ころ１５を外輪１１及び内輪１３の円周方向に案内する案内面１９ａを有する。円筒ころ１５は、内輪鍔部１９の案内面１９ａにころ端面１５ａを摺接させて、内輪軌道面１３ａ上を転動するようになっている。
　図２は、図１のＳ部の拡大図であって、円筒ころ１５と内輪鍔部１９とを離した状態を示す一部拡大説明図である。なお、図２は、円筒ころ１５の回転軸Ｌ１と軸受中心軸Ｌ２とを含む面で切断した断面を示しており、Ｘ方向は軸方向、Ｙ方向は径方向である。図中Ｔは、内輪鍔部１９の面取り部（チャンファー）と案内面１９ａとの交点を示す。
　内輪鍔部１９は、円筒ころ１５を図１に示す外輪１１及び内輪１３の円周方向に案内する案内面１９ａを有する。案内面１９ａは円周方向に沿って連続する環状の面である。
　円筒ころ１５のころ端面１５ａには、回転軸Ｌ１に沿ったころ外周面１５ｂの一端から、内輪軌道面１３ａから離反するように縮径された面取り部（チャンファー）２１と、面取り部２１の軸方向外側の端部からころ端面１５ａの径方向内側に形成されて、内輪鍔部１９の案内面１９ａに対向するころ傾斜面１５ｃと、が設けられる。
　円筒ころ１５の内輪鍔部１９と摺接するころ端面１５ａは、不図示の弾性砥石により研削加工して形成されている。
　ころ傾斜面１５ｃの表面粗さＲａは、０．１μｍ以下にすることが好ましく、より好ましくは０．０５μｍ以下、更に好ましくは０．０３μｍ以下とする。これによれば、ころ傾斜面１５ｃと内輪鍔部１９の案内面１９ａとの摩擦を低減でき、油膜形成性が良好となり、ころ軸受１００の許容回転数を向上できる。また、耐焼き付き性の向上、及びかじりに対しても有利となる。
　ここで、図２に示す断面において、案内面１９ａの鍔部突出側の端部Ｔに相対するころ傾斜面１５ｃの径方向位置を第１位置Ａとし、面取り部２１ところ傾斜面１５ｃとの境界に対応するころ傾斜面１５ｃの径方向位置を第２位置Ｂとする。ここでいう「相対する」とは、同じ径方向位置であることを意味する。また、面取り部２１の第２位置Ｂとは反対側の軸方向端の位置を第３位置Ｃとする。
　第１位置Ａにおけるころ傾斜面１５ｃの接線Ｌ３と、円筒ころ１５の回転軸Ｌ１の垂線との交差角をαとし、第２位置Ｂにおけるころ傾斜面１５ｃの接線Ｌ４と円筒ころ１５の回転軸Ｌ１の垂線との交差角をβとし、案内面１９ａと軸受中心軸Ｌ２（図１参照）の垂線（ここでは円筒ころ１５の回転軸Ｌ１の垂線と同義）との交差角をθとする。θは、内輪鍔部１９の鍔開き角度に等しい。
　案内面１９ａの交差角θは、内輪１３の製造時における許容公差を±δとして、θ±δを目標値として作製されたものとする。許容範囲を表すδの値は、軸受の規格、用途、サイズ等の諸条件に応じて、例えば５’、３’、（２’）等の値が採用される。
　このとき、上記した第１位置Ａにおける交差角αと第２位置Ｂにおける交差角βを、（１）式、好ましくは（２）式のように設定する。
　　α＜θ＜β　・・・（１）
　　（α＋δ）＜θ＜（β－δ）　・・・（２）
　上記のように、ころ傾斜面１５ｃの形状を、第１位置Ａおける交差角α、及び第２位置Ｂにおける交差角βを用いて決定することで、内輪鍔部１９の案内面１９ａが円筒ころ１５のころ傾斜面１５ｃに当接する当接点が、第１位置Ａから第２位置Ｂまでの間に収まることになる。
　以下、これを具体的に説明する。例えば、内輪鍔部１９の案内面１９ａの交差角θ＝２０’の許容公差が±３’であるとすると、上記（１）式から、交差角θが２０’の場合、第１位置Ａにおける交差角αは、２０’未満以下に設定され、第２位置Ｂにおける交差角βは、２０’より大きく設定され、好ましくは（２）式から、第１位置Ａにおける交差角αは、１７’（＝２０’－３’）未満に設定され、第２位置Ｂにおける交差角βは、２３’（＝ ２０’＋３’）より大きく設定される。
　こうすることで、内輪鍔部１９の案内面１９ａと円筒ころ１５のころ端面１５ａとの接触点が、第１位置Ａであるとすると、ころ端面１５ａは、案内面１９ａの傾斜の最小許容値未満の傾斜を有するため、接触点は第１位置Ａよりもころの径方向内側に移動することはない。また、接触点が第２位置Ｂであるとすると、ころ端面１５ａは、案内面１９ａの最大許容値より大きい傾斜を有するため、接触点は第２位置Ｂよりもころの径方向外側に移動することはない。したがって、案内面１９ａと、ころ端面１５ａとの接触点は、ころ端面１５ａにおける第１位置Ａから第２位置Ｂまでの範囲に収まることになる。つまり、ころ端面１５ａの第１位置Ａから第２位置Ｂまでの環状の範囲が、内輪鍔部１９との有効接触面となる。
　このように、ころ端面１５ａと内輪鍔部１９の案内面１９ａとの間では、エッジ当たりが生じることがなくなる。仮にころ端面１５ａと面取り部（チャンファー）２１との交点にエッジが存在しても、スキュー等によって内輪鍔部１９の案内面１９ａにエッジ当たりすることがない。そのため、急激なエッジロードによる急激な発熱の発生を防止できる。
　これに加えて，図２に示すように、第１位置Ａよりもころの径方向内側（内輪鍔部１９の外径側）では、内輪鍔部１９と円筒ころ１５との隙間が大きく、第２位置Ｂよりもころの径方向外側（内輪鍔部１９の内径側）でも内輪鍔部１９と円筒ころ１５との隙間が大きくなっている。そのため、軸受内の潤滑油（及びグリース）の吸い込みが円滑に行われる。よって、第１位置Ａ～第２位置Ｂまでの間の有効接触面内の実接触点では、エッジロードが発生せずに面圧が低くなる。その結果、十分な潤滑性能が得られ、冷却効果に優れた構成にできる。
　なお、ここで示す内輪鍔部１９は、軸方向に研削逃げ部を有しておらず、ころ端面１５ａは、クラウニング量が大きく連続性のある、いわゆる、面だらし形状となっている。なお、図２における研削逃げは、内輪１３の軸受中心軸Ｌ２（図１）に沿って延びる内輪軌道面１３ａと内輪鍔部１９の案内面１９ａとが突き当たる想定点から、最大でも第３位置Ｃまでの間に、内輪軌道面１３ａ側に研削逃げ部２４が設けられている。研削逃げ部２４は、内輪軌道面１３ａが内輪鍔部１９の案内面１９ａに突き当たる交点（不図示）から、内輪軌道面１３ａ上のＣ点までの間（好ましくはＣ点よりも上記交点寄り）に形成されるのがよい。研削逃げ部２４は、熱処理後の旋削加工（ハードターニング加工）により形成されることが好ましい。
　上記した構成では、内輪鍔部１９が内輪１３に設けられた例であるが、鍔部は内輪１３に限らず、外輪１１に形成された鍔部であってもよい。
　内輪１３に鍔部が形成された場合は、鍔部面取り部と案内面とが接する交点から軸受小径側に、前述した第１位置Ａ及び第２位置Ｂが配置される。
　外輪１１に鍔部が形成された場合は、鍔部面取り部と案内面とが接する交点から軸受大径側に、前述した第１位置Ａ，第２位置Ｂが配置される。
　いずれの場合も、ころ１５において、第１位置Ａがころ傾斜面の小径側となり、第２位置Ｂがころ傾斜面の大径側となる。
　そして、ころ傾斜面１５ｃと面取り部２１とが接続される第２位置Ｂは、エッジのない滑らかな曲面で形成されている。この接続部は、軸断面が曲線で形成されたころ傾斜面１５ｃと、直線で形成された面取り部２１との交点において、一般的にはエッジが存在するが、本構成においては、エッジのない滑らかな曲面となって連続形成されている。このようなエッジのない曲面は、例えば、スプライン曲線やベジエ曲線等で形成できる。この接続部を加工する繋ぎ加工は、弾性砥石による研削加工が挙げられるが、これに限らない。これにより、エッジ当たりが生じることがなく、エッジロードによるころ軸受１００の急激な発熱の発生を防止できる。
＜アキシアル予圧荷重の負荷＞
　そして、本構成のころ軸受１００は、軸受にアキシアル予圧荷重を負荷することによって、きしり音の発生を効果的に防止している。
　一般にころ軸受では、軸受内で荷重を受けない部分（非負荷圏）が存在するが、本構成のころ軸受１００においては、非負荷圏に配置される円筒ころ１５の全てに対して所定の荷重を受けるように、アキシアル予圧荷重を負荷する。つまり、外輪１１及び内輪１３における一方と他方の側面のうち、外輪１１の一方の側面（外輪側面１６ａ）と内輪１３の他方の側面（内輪側面２５ｂ）とに、軸方向のアキシアル予圧荷重が負荷されるようにする。そうすると、円筒ころ１５が拘束されて、円筒ころ１５の挙動が規制される。これにより、きしり音の発生を防止でき、静音状態を維持したまま回転動作できるころ軸受１００が得られる。
＜円筒ころ軸受ユニット＞
　次に、上記したころ軸受１００を用いて、きしり音の発生を防止できるころ軸受ユニット２００について説明する。
　図３は、図１のころ軸受１００を備えるころ軸受ユニット２００を示す要部概略断面図である。
　ころ軸受ユニット２００は、ころ軸受１００と、予圧部５０と、規制部６０と、を備える。
　予圧部５０と規制部６０とは、一方がハウジング７０側に配置され、他方がシャフト８０側に配置される。図３には、ハウジング７０側に規制部６０を配置し、シャフト８０側に予圧部５０を配置した構成を示すが、規制部６０をシャフト８０側に配置し、予圧部５０をハウジング７０側に配置してもよい。また、予圧部５０と規制部６０とは、後述するように共にハウジング７０側に配置されていてもよい。つまり、予圧部５０と規制部６０は、軸方向Ｘの断面において対角位置に配置されていればよい。
　図３に示すハウジング７０には、外輪１１の外周面１８と、外輪１１の一方（図３の左側）の外輪側面１６ａに突き当てられる規制部６０である外輪固定環６１と、が固定される。外輪固定環６１は、円環状部材であってもよく、ハウジング７０から内輪１３側に向けて突出した壁部であってもよい。外輪固定環６１は、後述するアキシアル予圧荷重による外輪１１の軸方向変位を阻止する。
　シャフト８０には、内輪１３の内周面２９と、内輪１３の他方（図３の右側）の内輪側面２５ｂに当接するばね部５１と、ばね部５１を内輪側面２５ｂに向けて押し当てる内輪固定環５３とが配置される。内輪固定環５３は、シャフト８０にねじ止めされる構成であってもよく、シャフト８０自体が径方向外側に突出する段付き部であってもよい。ばね部５１と内輪固定環５３は、予圧部５０を構成する。予圧部５０は、内輪鍔部１９の内輪側面２５ｂを押圧して、ころ軸受１００にアキシアル予圧荷重を負荷する。予圧部５０は、内輪側面２５ｂを軸方向に押圧できれば他の構成であっても構わない。また、アキシアル予圧荷重は、ばね部５１の弾性定数、又は内輪固定環５３のねじ締め具合の変更によって適宜な予圧力に変更可能である。
　ハウジング７０は、ころ軸受１００を覆って配置され、円筒ころ軸受１００を所定の位置に位置決めする筐体であり、例えば、プランマブロック、車輪の車箱体、モータのケース等を例示できる。
　上記構成のころ軸受ユニット２００によれば、シャフト８０とハウジング７０とをころ軸受１００により相対回転自在に支持でき、ころ軸受１００にはアキシアル予圧荷重が負荷可能となる。これにより、アキシアル予圧荷重が負荷されたころ軸受１００によって、前述したように、きしり音の発生を防止できる。
　なお、予圧部５０としては、定圧予圧機構、定位置予圧機構のいずれの適用も可能である。ばね等の定圧予圧機構を介して予圧荷重を負荷する場合は、ころ軸受１００の内部が摩耗した場合でも、一定の予圧荷重を確保できるので好ましい。
＜モータ＞
　図４は、図１に示すころ軸受１００と図３に示すころ軸受ユニット２００をモータ回転軸の支持に適用したモータ３００の概略断面図である。
　モータ３００は、ハウジング７０と、ハウジング７０を貫通し回転するシャフト８０と、シャフト８０に固定されるロータ９１と、ロータ９１を取り囲んでハウジング７０に固定されるステータ９３と、シャフト８０をハウジング７０に支持する少なくとも一対のころ軸受ユニット２００と、を備える。
　本構成のモータ３００によれば、前述したころ軸受１００を使用して、ころ軸受１００にアキシアル予圧荷重を負荷することにより、きしり音の発生を防止でき、静音な運転が可能となる。
　以下に、ころ端面の形状と鍔部の案内面の形状の具体的な態様例を説明する。
＜第１構成例＞
　図５は、第１構成例の内輪鍔部１９と円筒ころ１５を示す拡大断面図である。
　第１構成例では、案内面１９ａの内輪軌道面側の端部に軸方向に伸びる研削逃げ部が形成されず、内輪軌道面１３aの端部に径方向に伸びる研削逃げ部２４を有し、ころ端面１５ａは、クラウニング量が大きい連続性のあるだらし形状となっている。
　この内輪鍔部１９の案内面１９ａにおける交差角θの許容範囲を２０’±３’として製造した円筒ころ軸受１００を用意し、この円筒ころ１５の外形状を測定した。特に、ころ端面１５ａの第１位置Ａから第２位置Ｂまでの間の任意の点Ｐ１における、ころ端面１５ａの座標を測定し、求めた座標から接線Ｌ５の傾き（軸方向０．１ｍｍ当たりの落ち量の変化）を計算した。
　図６は、第１構成例の円筒ころの端面形状を測定した結果を模式的に示す概略図である。図６には、円筒ころの回転軸をＬ１で示してある。円筒ころの端面外形状の測定結果から接線の傾きを計算した結果、一対のころ端面のうち、一方のころ端面の第１位置Ａ－１（図５のＡに相当）における接線の傾きは９．５’となり、同ころ、同端面の第１位置Ａ－２（図５のＡに相当する位置であって、Ａ－１の１８０°反対位相側）における接線の傾きαは１０．１’となり、いずれの位置でも接線の傾きが２０’未満であり、１７’未満であった。当然、同ころの反対側端面のＡ－１、Ａ－２における接線の傾きもそれぞれ２０’未満であり、１７’未満である。
　また、一方のころ端面の第２位置Ｂ－１（図５のＢに相当）における接線の傾きβは６６．６’となり、同ころ、同端面の第２位置Ｂ－２（図５のＢに相当）（Ｂ１の１８０°反対位相側）における接線の傾きは８６．７’となり、いずれの位置でも接線の傾きが２０’より大きく、２３’より大きかった。当然、同ころの反対側端面のＢ－１、Ｂ－２における接線の傾きもそれぞれ２３’より大きい。
　この第１構成例の場合、ころ端面１５ａと内輪鍔部１９の案内面１９ａとの接触点となり得る第１位置Ａ－１から第２位置Ｂ－１までの間、及び第１位置Ａ－２から第２位置Ｂ－２までの間では、前述した案内面１９ａにおける傾斜の許容範囲の傾斜となっている。そのため、ころ端面１５ａの第１位置Ａ－１，Ａ－２よりも径方向内側、及び第２位置Ｂ－１，Ｂ－２よりも径方向外側が、案内面１９ａとの接触点にはなり得ない。よって、ころ端面１５ａが案内面１９ａにエッジ当たりとならず、また、ころ端面１５ａの面取り部２１（チャンファー）との交点は、スキュー等が生じても案内面１９ａに接触することはない。これにより、急激なエッジロードによる発熱を生じない。
　そして、図５に示すように、第１位置Ａの内輪鍔部１９と円筒ころ１５との隙間Ｗａと、第２位置Ｂの内輪鍔部１９と円筒ころ１５との隙間Ｗｂは、いずれも大きく、軸受内の潤滑油（及びグリース）の吸い込みが円滑となる。
＜第２構成例＞
　図７は、第２構成例の円筒ころの形状を測定した結果を模式的に示す概略図である。図７には、円筒ころ１５の回転軸をＬ１で示してある。
　第２構成例のころ端面１５ａは、図６に示す第１構成例と同様に連続性のあるだらし形状となっているが、ころ端面１５ａのクラウニングが小さい。
　この内輪鍔部１９の案内面１９ａにおける交差角θの許容範囲を２０’±３’として製造さした円筒ころ１５の外形状を測定した。
　外形状の測定結果から接線の傾きを計算した結果、一対のころ端面のうち、一方のころ端面の第１位置Ａ－１における接線の傾きαは１．３’、同ころ、同端面の第１位置Ａ－２（Ａ－１の１８０°反対位相側）における接線の傾きは０．７’となり、いずれの位置でも接線の傾きが１７’未満であった。当然、同ころの反対側端面のＡ－１、Ａ－２においてもそれぞれ２０’未満であり、１７’未満である。
　また、一方のころ端面の第２位置Ｂ－１における接線の傾きβは９８．６’、同ころ、同端面の第２位置Ｂ－２（Ｂ－１の１８０°反対位相側）における接線の傾きは１０４．５’となり、いずれの位置でも接線の傾きが２０’より大きく、２３’より大きかった。当然、同ころの反対側端面のＢ－１、Ｂ－２においてもそれぞれ２０’より大きく、２３’より大きい。
　この第２構成例は、第１構成例と同様に、ころ端面１５ａが案内面１９ａにエッジ当たりとならず、また、ころ端面１５ａの面取り部２１（チャンファー）との交点は、スキュー等が生じても案内面１９ａに接触せず、これにより、急激なエッジロードによる発熱はなかった。また、隙間Ｗａと隙間Ｗｂはいずれも大きく、軸受内の潤滑油（及びグリース）の吸い込みが円滑となる。
＜第３構成例＞
　図８は、第３構成例の内輪鍔部１９と円筒ころ１５を示す断面図である。
　第３構成例のころ端面１５ａは、曲率半径Ｒを３０００ｍｍで形成した研削面であり、内輪鍔部１９の基端に軸方向に伸びる研削逃げ部２３を形成している。この構成では、ころ端面１５ａの中間点Ｐ２が内輪鍔部１９の案内面１９ａに接触する。交差角α、交差角β、交差角θの関係は、α＜θ＜βとなっているが、ころ端面１５ａの曲率半径Ｒが第１、第２構成例より大きいため、第１位置Ａの隙間Ｗａと第２位置Ｂの隙間Ｗｂは、第１、第２構成例の場合よりも小さい。
＜第４構成例＞
　図９は、第４構成例の内輪鍔部１９と円筒ころ１５を示す断面図である。
　第４構成例のころ端面１５ａは、フラットな研削面であり、交差角α、交差角β、交差角θの関係は、α＜θ、β＜θとなっている。内輪鍔部１９の基端に軸方向に伸びる研削逃げ部２３を形成している。この構成では、ころ端面１５ａの第２位置Ｂが内輪鍔部１９の案内面１９ａに接触する。また、第１位置Ａの隙間Ｗａは第１～第３構成例よりも大きいが、第２位置Ｂの隙間は存在しない。
＜性能試験結果＞
　上記の第１構成例及び第２構成例と同様な形状を有する円筒ころを、円筒ころ軸受ＮＪ２３２６（内径φ１３０ｍｍ，外径φ２８０ｍｍ）の軌道輪に組み込んだころ軸受と、第３構成例、第４構成例に対応するころ軸受とを用意して、それぞれのころ軸受の性能試験を実施した。
（試験条件）
　ラジアル荷重Ｆｒ：　９０４８７Ｎ（９２２４ｋｇｆ）を負荷
　アキシアル荷重Ｆａ：０．１×Ｆｒ～０．６×Ｆｒ（ラジアル荷重）まで負荷
　回転数Ｎ：１０００ｍｉｎ－１
　油浴潤滑（粘度：ＶＧ６８、５００ｃｃ＝ころＰＣＤ最下部の油面量）
　荷重負荷時間：１０時間（またはそれ以上）
　内輪鍔部の案内面の角度の製作許容範囲：２０’±３’（δ＝３’）
　試験例Ａ１：第１構成例の円筒ころ＋円筒ころ軸受ＮＪ２３２６の軌道輪
　試験例Ａ２：第２構成例の円筒ころ＋円筒ころ軸受ＮＪ２３２６の軌道輪
　試験例Ａ３：第３構成例の円筒ころ＋円筒ころ軸受ＮＪ２３２６の軌道輪
　試験例Ａ４（比較例Ａ４）：第４構成例の円筒ころ＋円筒ころ軸受ＮＪ２３２６の軌道輪
　なお、試験例Ａ１と試験例Ａ２の研削逃げ部２４は、熱処理後の旋削加工により形成し、試験例Ａ３と比較例Ａ４の研削逃げ部２３は、熱処理前の旋削加工により形成した。
　図１０、図１１は、性能試験を行った結果を示す図で、経過時間に対する軸受外輪温度の推移を示すグラフである。図１０は、ラジアル荷重は常時負荷し、アキシアル荷重を０．１×Ｆｒとした後、０．２×Ｆｒに増加させた場合で、図１１は、ラジアル荷重は常時負荷し、アキシアル荷重を０．５×Ｆｒとした後、０．６×Ｆｒに増加させた場合の結果である。
　図１０に示すアキシアル荷重が小さい場合、試験例Ａ１～試験例Ａ３は、試験開始から３時間経過するまでは殆ど同じ傾向で推移したが、４時間経過した後は、試験例Ａ１と試験例Ａ２，Ａ３との差が現れて、試験例Ａ１が最も軸受温度が低くなった。５時間経過後の軸受温度は、試験例Ａ１が８１．８℃、試験例Ａ２が８４．８℃、試験例Ａ３が８５．８℃となった。また、１０時間経過した後は、試験例Ａ１が８５．９℃、試験例Ａ２が８９．０℃、試験例Ａ３が９０．６℃となった。
　一方、比較例Ａ４は、試験開始から急激に軸受温度が上昇し、１時間経過する前に１２０℃に達した。
　図１１に示すアキシアル荷重が大きい場合の結果を示し、軸受仕様を以下に示す。
　試験例Ａ１：第１構成例の円筒ころ＋円筒ころ軸受ＮＪ２３２６の軌道輪
　試験例Ａ２：第２構成例の円筒ころ＋円筒ころ軸受ＮＪ２３２６の軌道輪
　試験例Ａ３：第３構成例の円筒ころ＋円筒ころ軸受ＮＪ２３２６の軌道輪
　比較例Ａ４：第３構成例の円筒ころ＋円筒ころ軸受ＮＪ２３２６の軌道輪
　なお、試験例Ａ１と試験例Ａ２の研削逃げ部２４は、熱処理後の旋削加工により形成し、試験例Ａ３と比較例Ａ４の研削逃げ部２３は、熱処理前の旋削加工により形成した。試験例Ａ１～比較例Ａ４は、１．５時間経過するまでは殆ど差がなかったが、これ以降は、試験例Ａ１、試験例Ａ２、試験例Ａ３、比較例Ａ４の順で軸受温度が大きくなった。そして、５時間経過後にアキシアル荷重を０．６×Ｆｒに増加させると、比較例Ａ４が試験例Ａ１及び試験例Ａ２との差が広がり、比較例Ａ４については、軸受温度が急に上昇して７時間経過すると１２０℃に達した。５時間経過後の軸受温度は、試験例Ａ１が９１．７℃、試験例Ａ２が９３．８℃、試験例Ａ３が９７．８、比較例Ａ４が９８．２℃となった。また、１０時間経過した後は、試験例Ａ１が９４．４℃、試験例Ａ２が９５．９℃、試験例Ａ３が１０７．５℃となった。
　このように、ころ端面の形状が、前述した第１位置Ａと第２位置Ｂにおける傾斜を、α＜θ＜βとし、好ましくは、第１位置Ａにおける傾斜を、鍔部の案内面の最小の製作許容値（θ－δ）未満の傾斜とし、第２位置Ｂにおける傾斜を、鍔部の案内面の最大の製作許容値（θ＋δ）より大きい傾斜とし、いずれの位置でも連続した外形線にすることで、ころ端面のクラウニング量によらずに、耐アキシアル性能を向上できる。
　また、上記した試験例Ａ１、試験例Ａ２に使用した円筒ころのころ端面の表面粗さＲａは、０．０７～０．１０μｍ程度のものであり、少なくとも外（内）輪の鍔部と接触するころ端面（第１位置Ａと第２位置Ｂとの間の範囲内）の表面粗さＲａは、０．１μｍ以下とすることが低発熱化できるため望ましい。
　上記した第１～第４構成例は、図１に示す円筒ころ軸受１００に代えて、図１２に示す円錐ころ３１を有する円錐ころ軸受１００Ａであってもよく、図１３に示すように、一対の外輪１１Ａ，１１Ｂと、内輪１３と、円筒ころ３３とを有するクロスローラ軸受１００Ｂであってもよく、図示は省略するが、円すいころを有するクロステーパ軸受であってもよい。いずれの場合も、大きなアキシアル荷重やスキューの発生時であっても高いアキシアル耐性が得られる。
＜きしり音の発生＞
　円筒ころ軸受できしり音が発生しやすい条件として、グリース潤滑時（油潤滑時はほとんど発生しない）で、回転数が比較的低速時である事やラジアル荷重が比較的小さい時に発生しやすいと言われている。そこで、図１に示す円筒ころ軸受１００の円筒ころ１５（ころ傾斜面１５ｃと面取り部２１との交差部を滑らかに接続したエッジのない面を有する）を組み込んだＮＪタイプ（外輪両鍔／内輪片鍔）に、比較的小さい荷重のラジアル荷重（Ｆｒ）を一定の状態で負荷し、アキシアル荷重（Ｆａ）を０Ｎ（ｋｇｆ）からきしり音が発生しない荷重まで変化させ、これと同時に回転速度を変化させて、きしり音の発生有無を確認した。以下、試験例Ｂ１～Ｂ４の試験条件と試験結果とを、図１４～図１９を用いて説明する。
＜試験例Ｂ１＞
（試験条件）
・試験軸受：円筒ころ軸受（型式ＮＪ２３２６）、但し、Ｆａ＝０の場合は型式ＮＵ２３２６相当品
・グリース：レアマックススーパ（協同油脂社製）（空間容積：３０％、供給容量：約３３０ｇ、基油動粘度：７０ｍｍ２／ｓ（４０℃）（＝ｃＳｔ）
・内輪回転速度：８００ｍｉｎ－１，１０００ｍｉｎ－１，１２００ｍｉｎ－１
・きしり音発生の有無判定基準：試験軸受ハウジングの振動値が２ｍ／ｓ２以上、及び聴覚判定
・ラジアル荷重：Ｆｒ＝２２６２２Ｎ（２３０６ｋｇｆ）（Ｐ／Ｃ＝０．０２）
・アキシアル荷重（アキシアル予圧荷重）：Ｆａ＝０Ｎ，６３２７Ｎ（６４５ｋｇｆ）（Ｆａ／Ｆｒ＝０．２８）
・確認事項：きしり音の発生有無とラジアル荷重Ｆｒ（動等価荷重／基本動定格荷重：Ｐ／Ｃ＝０．０２）時のアキシアル予圧荷重Ｆａと回転速度の影響
（試験結果）
　図１４は、試験例Ｂ１の試験結果であって、試験時間に対する軸受外輪温度、軸受振動及び回転速度の変化を示すグラフである。
・期間Ｔ１
　内輪回転速度：８００ｍｉｎ－１
　アキシアル予圧荷重：Ｆａ＝０Ｎ
　振動状態：試験開始から約２時間経過後の、概ね外輪温度が一定になってから、きしり音（Ｐ）が発生した。
・期間Ｔ２
　内輪回転速度：８００ｍｉｎ－１、
　アキシアル予圧荷重：Ｆａ＝６３２７Ｎ
　振動状態：アキシアル予圧荷重を負荷すると、きしり音の発生がなくなった。
・期間Ｔ３
　内輪回転速度：１０００ｍｉｎ－１
　アキシアル予圧荷重：Ｆａ＝６３２７Ｎ
　振動状態：アキシアル予圧荷重を保持したまま回転速度を増速すると外輪温度が上昇したが、外輪温度が安定した後もきしり音の発生はない。
・期間Ｔ４
　内輪回転速度：１２００ｍｉｎ－１、
　アキシアル予圧荷重：Ｆａ＝６３２７Ｎ
　状態：更に回転速度を増速して、外輪温度が安定するまできしり音の発生はなかった。
＜試験例Ｂ２＞
（試験条件）
・内輪回転速度：８００ｍｉｎ－１，１０００ｍｉｎ－１
・アキシアル予圧荷重：Ｆａ＝０Ｎ，６３２７Ｎ（６４５ｋｇｆ）（Ｆａ／Ｆｒ＝０．２８），９０５０Ｎ（９２２．５ｋｇｆ）（Ｆａ／Ｆｒ＝０．４）・その他は試験例Ｂ１と同様
（試験結果）
　図１５は、試験例Ｂ２の試験結果であって、試験時間に対する軸受外輪温度、軸受振動及び回転速度の変化を示すグラフである。
・期間Ｔ１
　内輪回転速度：１０００ｍｉｎ－１
　アキシアル予圧荷重：Ｆａ＝０Ｎ
　振動状態：ラジアル荷重のみ負荷した状態では、約１．６時間経過後まできしり音の発生はなかった。
・期間Ｔ２
　内輪回転速度：８００ｍｉｎ－１、
　アキシアル予圧荷重：Ｆａ＝０Ｎ
　振動状態：回転数の変更直後にきしり音が発生した。
・期間Ｔ３
　内輪回転速度：８００ｍｉｎ－１、
　アキシアル予圧荷重：Ｆａ＝９０５０Ｎ
　振動状態：アキシアル予圧荷重を負荷すると同時にきしり音が発生しなくなった。
・期間Ｔ４
　内輪回転速度：８００ｍｉｎ－１、
　アキシアル予圧荷重：Ｆａ＝６３２７Ｎ
　振動状態：アキシアル予圧荷重を変更して約２時間の間、きしり音は発生しなかった。
・期間Ｔ５
　内輪回転速度：１０００ｍｉｎ－１、
　アキシアル予圧荷重：Ｆａ＝６３２７Ｎ
　振動状態：回転数を変更して約１時間の間、きしり音は発生しなかった。
　期間Ｔ５の後、再度、試験例Ｂ１できしり音が発生していた、回転速度８００ｍｉｎ－１、アキシアル予圧荷重Ｆａ＝０Ｎでの結果を確認するため、試験機を一旦停止し、アキシアル予圧荷重Ｆａも開放した。
・期間Ｔ６
　内輪回転速度：８００ｍｉｎ－１
　アキシアル予圧荷重：Ｆａ＝０Ｎ
　振動状態：確実にきしり音が発生しており、試験例Ｂ１の再現性が確認できた。
＜試験例Ｂ３＞
（試験条件）
　内輪回転速度：８００ｍｉｎ－１，１０００ｍｉｎ－１，１２００ｍｉｎ－１
・ラジアル荷重：Ｆｒ＝４５２４４Ｎ（４６１２ｋｇｆ）（Ｐ／Ｃ＝０．０４）
・アキシアル予圧荷重：Ｆａ＝０Ｎ，９０５０Ｎ（９２２．５ｋｇｆ）（Ｆａ／Ｆｒ＝０．２）・その他は試験例Ｂ１と同様
（試験結果）
　図１６は、試験例Ｂ３の試験結果であって、試験時間に対する軸受外輪温度、軸受振動及び回転速度の変化を示すグラフである。
・期間Ｔ１
　内輪回転速度：８００ｍｉｎ－１、
　アキシアル予圧荷重：Ｆａ＝０Ｎ：
　振動状態：ラジアル荷重のみ負荷した状態では、約１．６時間経過後からきしり音が発生した。
・期間Ｔ２
　内輪回転速度：１０００ｍｉｎ－１
　アキシアル予圧荷重：Ｆａ＝０Ｎ
　振動状態：回転速度を増加させても、きしり音は発生しなかった。ただし、振動は徐々に増加傾向であった。
・期間Ｔ３
　内輪回転速度：１２００ｍｉｎ－１
　アキシアル予圧荷重：Ｆａ＝０Ｎ
　振動状態：期間Ｔ２の条件で回転速度を更に増加させても、きしり音は発生しなかった。ただし、振動は徐々に増加傾向であった。
・期間Ｔ４
　内輪回転速度：８００ｍｉｎ－１、
　アキシアル予圧荷重：Ｆａ＝９０５０Ｎ
　振動状態：回転数を減少させた直後にきしり音が発生した。つまり、試験例Ｂ３（期間Ｔ１）の再現性を確認できた。この再現性の確認後、アキシアル予圧荷重Ｆａ＝９０５０Ｎにしたところ、きしり音の発生はなくなり、その後、３．５～４時間中、きしり音の発生はなかった。
＜試験例Ｂ４＞
（試験条件）
・内輪回転速度：８００ｍｉｎ－１、１０００ｍｉｎ－１、１２００ｍｉｎ－１
・ラジアル荷重：Ｆｒ＝２２６２２Ｎ　（２３０６ｋｇｆ）　（Ｐ／Ｃ　＝０．０２）
・アキシアル予圧荷重：Ｆａ＝０Ｎ、５４３５Ｎ（５５４ｋｇｆ）（Ｆａ／Ｆｒ＝０．２４）・その他は試験例Ｂ１と同様
（試験結果）
　図１７は、試験例Ｂ４の試験結果であって、試験時間に対する軸受外輪温度、軸受振動及び回転速度の変化を示すグラフである。
・期間Ｔ１
　内輪回転速度：８００ｍｉｎ－１
　アキシアル予圧荷重：Ｆａ＝０Ｎ
　振動状態：試験開始から約２時間経過後の、概ね外輪温度が一定になってから、きしり音が発生した。
・期間Ｔ２
　内輪回転速度：８００ｍｉｎ－１
　アキシアル予圧荷重：Ｆａ＝５４３５Ｎ
　振動状態：アキシアル予圧荷重を負荷すると、きしり音は、期間Ｔ１で発生したときより小さくなるが、きしり音が発生したまま状態が継続した。
・期間Ｔ３
　内輪回転速度：１０００ｍｉｎ－１
　アキシアル予圧荷重Ｆａ＝５４３５Ｎ
　振動状態：回転速度を増加させてもきしり音は発生し続けていた。
・期間Ｔ４
　内輪回転速度：１２００ｍｉｎ－１
　アキシアル予圧荷重：Ｆａ＝５４３５Ｎ
　振動状態：更に回転速度を増加させると、きしり音が発生しなくなった。回転速度が高いほどきしり音が生じにくくなる傾向が認められた。
　ここで、きしり音の発生する状態の再現性を確認するため、試験機を一旦停止して、アキシアル予圧荷重を開放した。
・期間Ｔ５
　内輪回転速度：８００ｍｉｎ－１
　アキシアル予圧荷重：Ｆａ＝０Ｎ
　振動状態：再び期間Ｔ１と同じ条件にしたところ、きしり音が発生して再現性を確認できた。
＜試験結果のまとめ＞
　図１８は、各試験例Ｂ１～Ｂ４のアキシアル予圧荷重に対する軸受振動の分布を示す図で、きしり音の発生範囲と未発生範囲とを示すグラフである。
　アキシアル予圧荷重、Ｆａ＝０Ｎ，５４３５Ｎ，６３２７Ｎ，９０５０Ｎで確認した結果、６３２７Ｎ未満ではきしり音が発生するが、６３２７Ｎ以上ではきしり音が発生しない。円筒ころ軸受の回転輪である外輪又は内輪が回転している際には、円筒ころ軸受に組み込まれているすべての円筒ころの両端面に、一組の対角線上のそれぞれの鍔部と常時接触する様な軸方向の定圧のアキシアル予圧荷重を負荷して、鍔部と接触させている。そのため、全てのころが非負荷圏を通過した際でも、全てのころがアキシアル方向に動いてきしり音を発生させるような隙間が無い。このために、きしり音が抑制されていると推測される。
　以上説明したように、図２に示すころ端面１５ａと面取り部２１との接続位置にエッジ部をなくして滑らかに繋加工することで、円筒ころ１５と対向する内輪鍔部１９（外輪鍔部も同様）との接触時にエッジロードによる発熱と振動とを回避できる。このような円筒ころ軸受１００に、アキシアル予圧荷重を負荷することにより、従来品ではきしり音を発生していた荷重範囲と回転速度範囲においても、きしり音の発生を確実に防止できる。
　図１９は、図１，図２に示す円筒ころ軸受における、軸受温度と軸受振動の挙動を示すグラフである。図１、図２に示す円筒ころ軸受の結果を符号Ｓとしてグラフ上に示している。
　本構成の円筒ころ軸受１００では、ころ傾斜面１５ｃと面取り部２１との接続位置がエッジのない滑らかな曲面で形成されているため、円筒ころ１５と内輪鍔部１９との接触時にエッジロードによる発熱、振動を回避できている。また、アキシアル予圧荷重をＦａ＝１８０９９Ｎを負荷した場合であっても、特に発熱、振動ともに異常はない。
　例えば、上記した内輪鍔部１９と円筒ころ１５との接触位置付近の形状は、図１に示す外輪１１に形成された外輪鍔部１２ｂにも同様に形成されていてもよい。
　本実施形態の円筒ころ軸受１００は、外輪両鍔、内輪片鍔のＮＪタイプを示したが、ＮＵＰ、ＮＦ、ＮＨタイプにも適用可能である。いずれの場合にも、アキシアル予圧荷重が負荷される鍔部と円筒ころとの接触位置付近の形状は、上記した内輪鍔部１９と円筒ころ１５との接触位置付近の形状と同様にする。
　以上の通り、本明細書には次の事項が開示されている。
（１）　内周面に軌道面を有する外輪と、外周面に軌道面を有する内輪と、前記外輪と内輪との間に転動自在に配置された複数のころと、を備えるころ軸受であって、
　前記外輪と前記内輪との一方又は双方には、前記軌道面から径方向に突出して設けられて、前記ころのころ端面を摺接させて案内する案内面を有する鍔部が形成され、
前記ころは、ころ外周面の軸方向両端に形成された面取り部と、
　前記面取り部の軸端から前記ころ端面のころ内径側に設けられ、前記鍔部の前記案内面に対向するころ傾斜面と、
を有し、
　前記ころの回転軸と軸受中心軸とを含む面で切断した断面において、
　前記案内面の鍔部突出側の端部に相対する前記ころ傾斜面の径方向位置を第１位置、前記面取り部と前記ころ傾斜面との境界の径方向位置を第２位置とし、
　前記第１位置における前記ころ傾斜面の接線と前記ころの回転軸の垂線との交差角をα、前記第２位置における前記ころ傾斜面の接線と前記ころの回転軸の垂線との交差角をβ、前記案内面と前記軸受中心軸の垂線との交差角をθ、とするとき、
　　α＜θ＜β
を満たす、ころ軸受。
　このころ軸受によれば、鍔部の案内面ところ端面との接触点が、第１位置Ａであるとすると、ころ端面は、案内面の傾斜未満の傾斜を有するため、接触点は第１位置Ａよりも径方向内側に移動することはない。また、接触点が第２位置であるとすると、ころ端面は、案内面より大きい傾斜を有するため、接触点は第２位置よりも径方向外側に移動することはない。したがって、鍔案内面と、ころ端面との接触点は、ころ端面における第１位置から第２位置までの範囲に収まることになる。これにより、ころ端面と案内面との間ではエッジ当たりが生じることがなく、急激なエッジロードによる急激な発熱の発生を防止できる。これにより、大きなアキシアル荷重やスキューの発生時であっても高いアキシアル耐性が得られる。また、ころ端面と案内面との隙間が確保されて潤滑剤の供給が良好となり、冷却効果を向上できる。
（２）　前記案内面の前記軌道面側の端部に軸方向に伸びる研削逃げ部が形成されず、当該端部に径方向に伸びる研削逃げが形成されている（１）に記載のころ軸受。
　このころ軸受によれば、ころ端面部と鍔案内部のエッジの接触が無い為、エッジロードの発生を防止して、耐アキシアル性能を向上できる。
（３）　前記案内面の表面粗さＲａは、０．１μｍ以下である、（１）又は（２）に記載のころ軸受。
　このころ軸受によれば、鍔案内面ところ端面との摺接による発熱が抑えられる。
（４）　円筒ころ軸受、円錐ころ軸受、円筒ころを有するクロスローラ軸受、円すいころを有するクロステーパ軸受のいずれかである、（１）～（３）のいずれか１つに記載のころ軸受。
　このころ軸受によれば、大きなアキシアル荷重やスキューの発生時であっても高い耐
アキシアル性能が得られる。
（５）　（１）～（３）のいずれか１つに記載のころ軸受と、前記外輪又は前記内輪に定圧のアキシアル予圧荷重を負荷する予圧部と、前記予圧部からの予圧荷重を受ける前記内輪又は前記外輪の軸方向移動を規制する規制部と、を有する円筒ころ軸受ユニットに用いられ、前記ころ軸受の前記ころが円筒ころである、ころ軸受であって、
　前記ころ軸受の回転輪である外輪又は内輪が回転している際に、前記ころ軸受に組み込まれているすべての前記ころの両端面が、それぞれの前記鍔部と常時接触する様な定圧の軸方向のアキシアル予圧荷重が負荷されることにより、きしり音を防止する、
ころ軸受。
　このころ軸受によれば、ころ端面と外輪鍔部及び内輪鍔部との接触時に生じるエッジロードが回避でき、異常な発熱が発生しない。また、アキシアル予圧荷重を負荷することにより、円筒ころの挙動を確実に規制でき、きしり音の発生を確実に防止できる。
（６）　前記ころ傾斜面と前記面取り部との接続部は、エッジのない曲面で形成され、前記外輪及び前記内輪における一方と他方の側面のうち、前記外輪の一方の側面と前記内輪の他方の側面とに、軸方向のアキシアル予圧荷重を負荷し、きしり音を防止する、（５）に記載のころ軸受。
　このころ軸受によれば、ころ端面と案内面との間ではエッジ当たりが生じることがなく、エッジロードによる急激な発熱の発生を防止できる。
（７）　（５）又は（６）に記載のころ軸受と、
　前記予圧部からの予圧荷重を受ける前記内輪又は前記外輪の軸方向移動を規制する規制部と、を備え前記ころ軸受の回転輪である外輪又は内輪が回転している際に、前記ころ軸受に組み込まれているすべての前記ころの両端面が、それぞれの前記鍔部と常時接触する様な定圧の軸方向のアキシアル予圧荷重が負荷されることにより、きしり音を防止する、ころ軸受ユニット。
　このころ軸受ユニットによれば、予圧部と規制部により、円筒ころ軸受にアキシアル予圧荷重が正確に負荷され、軸方向の移動が確実に規制される。これにより、異常な発熱もなくきしり音を防止できる
（８）　ロータを有する回転軸と、
　ステータを有するハウジングと、
　前記回転軸を前記ハウジングに回転自在に支持する、（７）に記載のころ軸受ユニットと、
を備えるモータ。
　このモータによれば、駆動時に、異常な発熱もなくきしり音の生じない静音のモータにできる。
（９）　内周面に軌道面を有する外輪と、外周面に軌道面を有する内輪と、前記外輪と内輪との間に転動自在に配置された複数のころと、を備えるころ軸受の製造方法であって、
　前記外輪と前記内輪との一方又は双方には、前記軌道面から径方向に突出して鍔部が設けられ、前記鍔部は、前記ころのころ端面を摺接させて案内する案内面を有し、
　前記ころは、ころ外周面の軸方向両端に形成された面取り部と、前記面取り部の軸端から前記ころ端面のころ内径側に設けられ、前記鍔部の前記案内面に対向するころ傾斜面と、を有し、
　前記ころの回転軸と軸受中心軸とを含む面で切断した断面において、前記案内面の鍔部突出側の端部に相対する前記ころ傾斜面の径方向位置を第１位置、前記面取り部と前記ころ傾斜面との境界の径方向位置を第２位置とし、前記第１位置における前記ころ傾斜面の接線と前記ころの回転軸の垂線との交差角をα、前記第２位置における前記ころ傾斜面の接線と前記ころの回転軸の垂線との交差角をβ、前記案内面と前記軸受中心軸の垂線との交差角をθ、とするとき、
　　α＜θ＜β
を満たすようにする、ころ軸受の製造方法。
　このころ軸受の製造方法によれば、鍔部の案内面ところ端面との接触点が、第１位置Ａであるとすると、ころ端面は、案内面の傾斜未満の傾斜を有するため、接触点は第１位置Ａよりもころの径方向内側に移動することはない。また、接触点が第２位置であるとすると、ころ端面は、案内面より大きい傾斜を有するため、接触点は第２位置よりもころの径方向外側に移動することはない。したがって、鍔案内面と、ころ端面との接触点は、ころ端面における第１位置から第２位置までの範囲に収まることになる。これにより、ころ端面と案内面との間ではエッジ当たりが生じることがなく、エッジロードによる急激な発熱の発生を防止できる。これにより、大きなアキシアル荷重やスキューの発生時であっても高いアキシアル耐性が得られる。また、ころ端面と案内面との隙間が確保されて潤滑剤の供給が良好となり、冷却効果を向上できる。
（１０）　内周面に軌道面を有する外輪と、外周面に軌道面を有する内輪と、前記外輪と内輪との間に転動自在に配置された複数の円筒ころであるころと、を備えるころ軸受の静音方法であって、
　前記外輪と前記内輪は、前記軌道面から径方向に突出して設けられて、前記ころのころ端面を摺接させて案内する案内面を有する鍔部がそれぞれ形成され、
　前記外輪及び前記内輪における一方と他方の側面のうち、前記外輪の一方の側面と前記内輪の他方の側面とに、前記ころ軸受の回転輪である前記外輪又は前記内輪が回転している際に、前記ころ軸受に組み込まれているすべての前記ころの両端面が、それぞれの前記鍔部と常時接触する様な軸方向の定圧のアキシアル予圧荷重を負荷して、きしり音を防止する、
ころ軸受の静音方法。
　このころ軸受の静音方法によれば、アキシアル予圧荷重を負荷することにより、ころの挙動を確実に規制でき、きしり音の発生を確実に防止できる。
　このように、本発明は上記の実施形態に限定されるものではなく、実施形態の各構成を相互に組み合わせることや、明細書の記載、並びに周知の技術に基づいて、当業者が変更、応用することも本発明の予定するところであり、保護を求める範囲に含まれる。
　なお、本出願は、２０２１年３月３１日出願の日本特許出願（特願２０２１－０６２２６１）、２０２１年３月３１日出願の日本特許出願（特願２０２１－０６２２６２）、に基づくものであり、その内容は本出願の中に参照として援用される。
　１１　外輪
　１１ａ　外輪軌道面
　１２ａ，１２ｂ　外輪鍔部
　１３　内輪
　１３ａ　内輪軌道面（軌道面）
　１５　円筒ころ（ころ）
　１５ａ　ころ端面
　１５ｂ　ころ転動（外周）面
　１５ｃ　ころ傾斜面
　１６ａ，１６ｂ　外輪側面
　１７　保持器
　１８　外周面
　１９　内輪鍔部
　１９ａ　案内面
　２１　面取り部
　２３　鍔部基端の研削逃げ部
　２４　内輪軌道面側の研削逃げ部
　２５ａ，２５ｂ　内輪側面
　３１　円錐ころ（ころ）
　３３　円筒ころ（ころ）
　５０　予圧部
　５１　ばね部
　５３　内輪固定環
　６０　規制部
　６１　外輪固定環
　７０　ハウジング
　８０　シャフト
　９１　ロータ
　９３　ステータ
１００　円筒ころ軸受（ころ軸受）
１００Ａ　円錐ころ軸受（ころ軸受）
１００Ｂ　クロスローラ軸受（ころ軸受）
２００　軸受ユニット
３００　モータ

Claims (10)

  1. 　内周面に軌道面を有する外輪と、外周面に軌道面を有する内輪と、前記外輪と内輪との間に転動自在に配置された複数のころと、を備えるころ軸受であって、
    　前記外輪と前記内輪との一方又は双方には、前記軌道面から径方向に突出して設けられて、前記ころのころ端面を摺接させて案内する案内面を有する鍔部が形成され、
    　前記ころは、ころ外周面の軸方向両端に形成された面取り部と、前記面取り部の軸端から前記ころ端面のころ内径側に設けられ、前記鍔部の前記案内面に対向するころ傾斜面と、を有し、
    　前記ころの回転軸と軸受中心軸とを含む面で切断した断面において、前記案内面の鍔部突出側の端部に相対する前記ころ傾斜面の径方向位置を第１位置、前記面取り部と前記ころ傾斜面との境界の径方向位置を第２位置とし、前記第１位置における前記ころ傾斜面の接線と前記ころの回転軸の垂線との交差角をα、前記第２位置における前記ころ傾斜面の接線と前記ころの回転軸の垂線との交差角をβ、前記案内面と前記軸受中心軸の垂線との交差角をθ、とするとき、
    　　α＜θ＜β
    を満たす、ころ軸受。
  2. 　前記案内面の前記軌道面側の端部に軸方向に伸びる研削逃げ部が形成されず、当該端部に径方向に伸びる研削逃げが形成されている、
    請求項１に記載のころ軸受。
  3. 　前記案内面の表面粗さＲａは、０．１μｍ以下である、
    請求項１又は２に記載のころ軸受。
  4. 　円筒ころ軸受、円錐ころ軸受、円筒ころを有するクロスローラ軸受、円すいころを有するクロステーパ軸受のいずれかである、
    請求項１～３のいずれか１つに記載のころ軸受。
  5. 　請求項１～３のいずれか１項に記載のころ軸受と、前記外輪又は前記内輪に定圧のアキシアル予圧荷重を負荷する予圧部と、前記予圧部からの予圧荷重を受ける前記内輪又は前記外輪の軸方向移動を規制する規制部と、を有する円筒ころ軸受ユニットに用いられ、前記ころ軸受の前記ころが円筒ころである、ころ軸受であって、
    　前記ころ軸受の回転輪である外輪又は内輪が回転している際に、前記ころ軸受に組み込まれているすべての前記ころの両端面が、それぞれの前記鍔部と常時接触する様な定圧の軸方向のアキシアル予圧荷重が負荷されることにより、きしり音を防止する、
    ころ軸受。
  6. 　前記ころ傾斜面と前記面取り部との接続部は、エッジのない曲面で形成され、前記外輪及び前記内輪における一方と他方の側面のうち、前記外輪の一方の側面と前記内輪の他方の側面とに、軸方向のアキシアル予圧荷重を負荷し、きしり音を防止する、
    請求項５に記載のころ軸受。
  7. 　請求項５又は６に記載のころ軸受と、
    　前記予圧部からの予圧荷重を受ける前記内輪又は前記外輪の軸方向移動を規制する規制部と、を備え前記ころ軸受の回転輪である外輪又は内輪が回転している際に、前記ころ軸受に組み込まれているすべての前記ころの両端面が、それぞれの前記鍔部と常時接触する様な定圧の軸方向のアキシアル予圧荷重が負荷されることにより、きしり音を防止する、ころ軸受ユニット。
  8. 　ロータを有する回転軸と、
    　ステータを有するハウジングと、
    　前記回転軸を前記ハウジングに回転自在に支持する、請求項７に記載のころ軸受ユニットと、
    を備えるモータ。
  9. 　内周面に軌道面を有する外輪と、外周面に軌道面を有する内輪と、前記外輪と内輪との間に転動自在に配置された複数のころと、を備えるころ軸受の製造方法であって、
    　前記外輪と前記内輪との一方又は双方には、前記軌道面から径方向に突出して鍔部が設けられ、前記鍔部は、前記ころのころ端面を摺接させて案内する案内面を有し、
    　前記ころは、ころ外周面の軸方向両端に形成された面取り部と、前記面取り部の軸端から前記ころ端面のころ内径側に設けられ、前記鍔部の前記案内面に対向するころ傾斜面と、を有し、
    　前記ころの回転軸と軸受中心軸とを含む面で切断した断面において、前記案内面の鍔部突出側の端部に相対する前記ころ傾斜面の径方向位置を第１位置、前記面取り部と前記ころ傾斜面との境界の径方向位置を第２位置とし、前記第１位置における前記ころ傾斜面の接線と前記ころの回転軸の垂線との交差角をα、前記第２位置における前記ころ傾斜面の接線と前記ころの回転軸の垂線との交差角をβ、前記案内面と前記軸受中心軸の垂線との交差角をθ、とするとき、
    　　α＜θ＜β
    を満たすようにする、
    ころ軸受の製造方法。
  10. 　内周面に軌道面を有する外輪と、外周面に軌道面を有する内輪と、前記外輪と内輪との間に転動自在に配置された複数の円筒ころであるころと、を備えるころ軸受の静音方法であって、
    　前記外輪と前記内輪は、前記軌道面から径方向に突出して設けられて、前記ころのころ端面を摺接させて案内する案内面を有する鍔部がそれぞれ形成され、
    　前記外輪及び前記内輪における一方と他方の側面のうち、前記外輪の一方の側面と前記内輪の他方の側面とに、前記ころ軸受の回転輪である前記外輪又は前記内輪が回転している際に、前記ころ軸受に組み込まれているすべての前記ころの両端面が、それぞれの前記鍔部と常時接触する様な軸方向の定圧のアキシアル予圧荷重を負荷して、きしり音を防止する、
    ころ軸受の静音方法。
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