WO2024172012A1 - シール付玉軸受及び軸受装置 - Google Patents

シール付玉軸受及び軸受装置 Download PDF

Info

Publication number
WO2024172012A1
WO2024172012A1 PCT/JP2024/004759 JP2024004759W WO2024172012A1 WO 2024172012 A1 WO2024172012 A1 WO 2024172012A1 JP 2024004759 W JP2024004759 W JP 2024004759W WO 2024172012 A1 WO2024172012 A1 WO 2024172012A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
bearing
seal
pocket
diameter
cage
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Ceased
Application number
PCT/JP2024/004759
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
悠稀 橋詰
翔平 深間
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
NTN Corp
Original Assignee
NTN Corp
NTN Toyo Bearing Co Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by NTN Corp, NTN Toyo Bearing Co Ltd filed Critical NTN Corp
Priority to CN202480012798.3A priority Critical patent/CN120693466A/zh
Publication of WO2024172012A1 publication Critical patent/WO2024172012A1/ja
Anticipated expiration legal-status Critical
Ceased legal-status Critical Current

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C19/00—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement
    • F16C19/02—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows
    • F16C19/04—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows for radial load mainly
    • F16C19/06—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows for radial load mainly with a single row or balls
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C33/00—Parts of bearings; Special methods for making bearings or parts thereof
    • F16C33/30—Parts of ball or roller bearings
    • F16C33/38—Ball cages
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C33/00—Parts of bearings; Special methods for making bearings or parts thereof
    • F16C33/72—Sealings
    • F16C33/76—Sealings of ball or roller bearings
    • F16C33/78—Sealings of ball or roller bearings with a diaphragm, disc, or ring, with or without resilient members
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16J—PISTONS; CYLINDERS; SEALINGS
    • F16J15/00—Sealings
    • F16J15/16—Sealings between relatively-moving surfaces
    • F16J15/32—Sealings between relatively-moving surfaces with elastic sealings, e.g. O-rings
    • F16J15/3204—Sealings between relatively-moving surfaces with elastic sealings, e.g. O-rings with at least one lip
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16J—PISTONS; CYLINDERS; SEALINGS
    • F16J15/00—Sealings
    • F16J15/16—Sealings between relatively-moving surfaces
    • F16J15/32—Sealings between relatively-moving surfaces with elastic sealings, e.g. O-rings
    • F16J15/3244—Sealings between relatively-moving surfaces with elastic sealings, e.g. O-rings with hydrodynamic pumping action

Definitions

  • This invention relates to sealed ball bearings and bearing devices.
  • bearings are used on the motor shafts of transmissions (speed reducers) equipped with drive motors in various vehicles such as automobiles and construction machinery, as well as various industrial machines.
  • the bearings used in these devices are generally used under high-speed conditions compared to bearings used to support shafts in general equipment.
  • the lubricating oil used in these devices contains foreign matter such as gear wear powder. For this reason, by providing a seal member on the end of the bearing, it is possible to prevent foreign matter from entering the inside of the bearing, thereby suppressing the reduction in bearing life, and by suppressing the amount of lubricating oil that enters, it is possible to reduce the agitation resistance.
  • Patent Document 1 a protrusion is provided on the seal lip of the seal member, creating an oil passage that connects the inside and outside of the bearing, creating a fluid lubrication state between the seal lip and the seal sliding surface. This suppresses the reduction in bearing life caused by gear wear debris, etc., while achieving fluid lubrication of the seal portion and reducing seal torque.
  • Patent Document 2 also discloses a technology in which a crown-type cage has an annular base and columns protruding from the base, the radial thickness of the crown-type cage gradually decreases from the base to the tips of the columns, and the radial gap between the outer peripheral surface of the base and the inner peripheral surface of the shoulder of the outer ring is larger than the radial gap between the inner peripheral surface of the base and the outer peripheral surface of the shoulder of the inner ring.
  • Patent Document 2 even if the lubricant is scattered by centrifugal force during high-speed rotation, the lubricant is stored between the outer peripheral surface of the base and the inner peripheral surface of the shoulder of the outer ring, preventing the lubricant from flowing into the raceway surface of the outer ring. This reduces the stirring resistance, enabling lower torque and reduced heat generation, and is said to prevent deformation of the cage due to centrifugal force during high-speed rotation.
  • Patent Document 1 it is possible to suppress the decrease in bearing life.
  • bearings used under high-speed conditions such as supporting the motor shaft of a drive motor
  • the raceway rings may heat up due to interference with the cage and the cage may be damaged under harsher operating conditions than expected.
  • the objective of this invention is to prevent foreign matter from entering the internal space of the bearing while suppressing deformation of the cage under high-speed conditions.
  • the present invention provides a bearing having an inner ring, an outer ring, balls arranged between the inner ring and the outer ring, a cage having pockets for holding the balls in the circumferential direction, and a seal member for closing an opening at an axial end of an internal space formed between the inner ring and the outer ring, and D: Bearing outer diameter (mm) d: bearing inner diameter (mm) n: rotation speed (rpm) and a sealed ball bearing is used in an environment where the dmn value defined by the formula (I) is 700,000 or more, the cage is a crown cage containing an engineering plastic, and a dimensional relationship between a diameter ⁇ x of the balls, a radius Ry of an inner circumferential surface of the pocket in a cross section that passes through the center of the pocket and includes the axis of the bearing, and a diameter ⁇ z of the inner circumferential surface of the pocket in a cross section that is perpendicular to a radial line passing through the center of the pocket at
  • a configuration (configuration 2) can be adopted in which the seal lip is made of a single or multiple materials selected from nitrile rubber, acrylic rubber, and fluororubber.
  • a configuration (configuration 3) can be adopted in which the seal member is provided only at the opening on the one axial end side.
  • a bearing device using any of these sealed ball bearings can be used to support the rotating shaft of a drive motor, reducer, or speed increaser for electric transport equipment.
  • This invention employs a seal member that can maintain a fluid lubrication state between the seal lip and the seal sliding surface, thereby reducing the seal torque and controlling the amount of lubricant flowing into the bearing internal space. This reduces the agitation resistance of the lubricant in the bearing internal space, making it possible to use the bearing in a high-speed rotation range with a dmn value of 700,000 or more. At the same time, it also prevents the intrusion of foreign matter of a size that could affect the bearing life.
  • FIG. 1 is a vertical cross-sectional view showing an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a right side view of the state in which the seal member of FIG. 1 is removed.
  • FIG. 2 is a left side view of the state where the seal member of FIG. 1 is removed.
  • Enlarged view of the main part of Figure 1 An enlarged view of the main part of the seal ship shown in FIG. VI-VI cross-sectional view of FIG.
  • FIG. 6B is an enlarged view of a main part of FIG.
  • Schematic diagram of cross section II of FIG. 9A Schematic diagram of a cross section taken along line II-II of FIG.
  • FIG. 11 is a vertical cross-sectional view showing a modified example
  • This embodiment is a rolling bearing 1 equipped with a seal member 20 at the opening at the axial end of the internal space of the bearing.
  • the rolling bearing 1 comprises an inner ring 3, an outer ring 4, a number of rolling elements 5 arranged between the inner ring 3 and the outer ring 4, and a cage 10 having pockets 11 that hold the balls 5 in the circumferential direction. Because spheres (steel balls) are used as the rolling elements 5, they will be referred to as balls 5 below. Furthermore, this rolling bearing 1 will be referred to as a sealed ball bearing 1 or simply as a bearing 1 below.
  • bearing axial direction the direction along the bearing central axis of the bearing 1
  • axial direction the direction along the bearing central axis of the bearing 1
  • radial direction the direction perpendicular to the axial direction
  • radial circumferential direction the direction around the bearing central axis
  • circumferential direction the circumferential direction around the bearing central axis
  • the cage 10 is a crown-shaped cage molded from engineering plastic.
  • the cage 10 has an annular base 12 and multiple pillars 13 that protrude axially from the base 12. Pairs of pillars 13, 13 are arranged in parallel along the circumferential direction and are spaced at regular intervals along the circumferential direction. A concave pocket 11 is formed between the pair of pillars 13.
  • the outer diameter surface of the cage 10 is a curved surface (cylindrical surface) with no steps. The outer diameter surface and inner diameter surface of the cage 10 are connected at the pocket 11.
  • the tip of the pillar portion 13 is a retaining claw 14.
  • the retaining claws 14, 14 on both sides of the pocket 11 are curved in a direction approaching each other.
  • adjacent pillar portions 13, 13 may be connected to each other between adjacent pockets 11 in the circumferential direction.
  • the balls 5 held by the pockets 11 revolve between the raceway surface 3a of the inner ring 3 and the raceway surface 4a of the outer ring 4 while being held by the pockets 11.
  • the inner ring 3 has a rotating shaft (not shown) fixed to its inner diameter portion 3b, and rotates in the circumferential direction together with the rotating shaft.
  • the outer ring 4 is a member such as a housing or gear (also not shown), and is attached to a fixed member that bears the load from the rotating shaft.
  • the bearing 1 supports the rotating shaft so that it can rotate freely relative to the fixed member.
  • the rotating shaft referred to here may be, for example, the rotating shaft of a drive motor equipped in an electric transport device such as an electric vehicle, or the rotating shaft of a reducer or speed increaser equipped in such an electric transport device.
  • the bearing center axis of the bearing 1 and the rotating center axis of the rotating shaft are set coaxially.
  • an appropriate lubricant such as grease is sealed in the bearing internal space A.
  • a lubricant lubricating oil
  • the bearing 1 is basically used under oil lubrication, and the grease sealed in as initial lubrication is then replaced with lubricating oil supplied from outside the bearing.
  • the lubricating oil that lubricates devices such as drive motors and transmissions contains gear wear powder, clutch wear powder, and other foreign matter depending on the device in which bearing 1 is installed. It is desirable for these foreign matter to be captured somewhere rather than floating in the lubricating oil. Furthermore, bearing 1 is lubricated with the same lubricating oil as these devices such as drive motors and transmissions. For this reason, a seal member 20 is attached to the opening at the axial end of bearing internal space A. In this embodiment, a seal member 20 is provided at each of both axial ends of bearing internal space A.
  • the seal member 20 is composed of an annular member that covers the opening at the axial end of the bearing internal space A.
  • the seal member 20 separates the bearing internal space A from the outside. Since foreign matter is present in the lubricating oil on the outside of the bearing across from the seal member 20, the seal member 20 prevents these foreign matter from entering the bearing internal space A from the outside of the bearing.
  • the sealing member 20 comprises a metal core 23 and an elastic portion 24 fixed integrally to the core 23.
  • the core 23 is an annular member formed with an L-shaped cross section around the entire circumference.
  • the core 23 is a pressed product.
  • the elastic portion 24 is made of rubber and is vulcanization bonded to the core 23. The vulcanization bonding can be performed, for example, by placing the core 23 in a mold and vulcanizing the vulcanized rubber material.
  • Figure 4 shows the sealing member 20 attached to one axial end shown on the right side of the figure, and the state before the sealing member 20 is attached to the other axial end.
  • the elastic portion 24 of the seal member 20 comprises a fitting portion 25 that protrudes radially outward on the outer diameter side, a main body portion 26 that covers the core metal 23, a protruding portion 22 that protrudes from the main body portion 26 toward the inner diameter side, and a seal lip 21 that protrudes radially inward like a tongue at the tip of the protruding portion 22.
  • a seal groove 8 is formed around the entire circumference on the inner circumference of the axial end of the outer ring 4. The seal member 20 is fixed to the outer ring 4 by fitting the fitting portion 25 into the seal groove 8.
  • a seal sliding surface B that slides circumferentially against the seal lip 21 is formed on the outer periphery of the inner ring 3.
  • the seal sliding surface B is a cylindrical surface that extends around the entire circumference.
  • the seal lip 21 has a waist portion formed in a radially continuous circular ring shape with a constant width in the axial direction, and a head portion formed in a protruding piece shape that bends outward from the waist portion.
  • a tightening margin is set between the head portion of the seal lip 21 and the seal sliding surface B.
  • the seal lip 21 has multiple protrusions 27 arranged in parallel along the circumferential direction.
  • the protrusions 27 extend in a direction perpendicular to the circumferential direction over their entire length, and are arranged at uniform intervals around the entire circumference. Therefore, the gaps 28 formed between adjacent protrusions 27 in the circumferential direction are also formed at uniform intervals around the entire circumference.
  • the gaps 28 form an oil passage between the seal lip 21 and the seal sliding surface B, connecting the bearing internal space A with the outside of the bearing.
  • each of the protrusions 27 has circumferential ends 29 that are formed so that the gap between the protrusions 27 and the seal sliding surface B increases from the center of the circumferential width toward both sides in the circumferential direction.
  • the protrusions 27 form a wedge-shaped gap between the seal sliding surface B that is larger on the gap 28 side and smaller on the side closer to the center p of the circumferential width of the protrusions 27.
  • the protrusion 27 has an area that is generally along the seal sliding surface B on a virtual plane including the bearing center axis. This area exists with a width in the direction along the seal sliding surface B (corresponding to the left-right direction (axial direction) in FIG. 5). For this reason, the sliding part between the protrusion 27 and the seal sliding surface B caused by the rotation of the bearing, that is, the wedge effect when the protrusion 27 drags the lubricating oil in the gap 28 in the circumferential direction toward the wedge-shaped gap between the protrusion 27 and the seal sliding surface B, promotes the formation of an oil film.
  • the area where the oil film is interposed between the protrusion 27 and the seal sliding surface B occurs with a finite length of a predetermined length or more in the direction (axial direction) along the seal sliding surface B on the aforementioned virtual plane.
  • a sliding part between the protrusion 27 and the seal sliding surface B is considered to occur in the shape of a contact ellipse based on Hertz's elastic contact theory, and the major axis of the contact ellipse corresponds to the aforementioned finite length.
  • the minimum oil film thickness h 0 is calculated based on the elastic hydrodynamic lubrication theory.
  • the composite roughness ⁇ ⁇ ((Rq 1 2 +Rq 2 2 )/2).
  • Rq 1 is the root-mean-square roughness of the seal sliding surface B that constitutes the above-mentioned sliding part. If Rq 2 is the root-mean-square roughness on the surface of the protrusion 27, the root-mean-square roughness is the value ( ⁇ m) of the root-mean-square roughness Rq specified in JIS (B0601:2013).
  • the oil film parameter ⁇ depends on the composite roughness ⁇ , and the smaller the composite roughness ⁇ , the thicker the oil film can be. In order to make the sliding part between the protrusion 27 and the seal sliding surface B in a fluid lubrication state from the time when the circumferential speed is extremely low, it is preferable to make the composite roughness ⁇ at the sliding part 0.9 ⁇ m or less.
  • the oil lubrication mode was determined by the Johnson chart under the calculation conditions of a composite roughness ⁇ of 0.9 ⁇ m, a lubricant oil of transmission oil (30 cst, 40° C.), an ambient temperature of 20° C., and a circumferential speed of 0.2 m/s, the minimum oil film thickness h 0 was 2.8 ⁇ m, the oil film parameter ⁇ was 3 or more, and the lubrication mode was the E-I mode. Therefore, if the composite roughness ⁇ of the protrusion 27 and the seal sliding surface B is 0.9 ⁇ m or less, it is expected that the bearing will be reliably in a fluid lubrication state in the actual use range.
  • transmission oil is generally supplied as lubricant to sealed bearings using an appropriate method such as splashing or oil bath.
  • the lubricant is circulated by an oil pump and filtered by an oil filter installed in the circulation path. If large foreign matter with a particle size exceeding 0.05 mm enters the bearing internal space A, it is thought that this will have a negative effect on the bearing life.
  • the protruding height h of the protrusion 27 (see Figure 6B) is set to 0.07 mm or less, it is possible to create a gap 28 through which such large foreign matter cannot easily pass. Note that in order to improve the oil permeability of the gap 28, it is desirable to set the protruding height h of the protrusion 27 to 0.05 mm or more.
  • the interval between adjacent protrusions 27 in the circumferential direction can be set to a range of 0.3 mm to 2.6 mm, the circumferential width of the protrusions 27 to 0.2 mm to 1.0 mm, and the radius of curvature of the surface of the protrusions 27 to 0.15 mm to less than 2.0 mm.
  • the lubrication mode will be either the isoviscosity-rigid body region (R-I mode) or the isoviscosity-elastic body region (E-I mode, soft EHL) in the lubrication region diagram (Johnson chart) based on the viscosity parameter gv and the elastic parameter ge, which are dimensionless numbers determined by Greenwood-Johnson, i.e., the aforementioned fluid lubrication state.
  • the spacing between adjacent circumferential projections 27 is 2.6 mm, a calculated oil film of about 3 ⁇ m is formed between the projections 27 and the seal sliding surface B, and if the spacing is less than 2.6 mm, the oil film tends to be thicker. If the spacing is 2.6 mm or less, the bearing rotation torque tends to be lower (i.e., the seal torque tends to decrease). If the spacing is less than 0.3 mm, it becomes difficult to form the transfer surface for molding the projections 27 in the mold by end milling.
  • the friction (seal torque) caused by the rubbing between the seal lip 21 and the seal sliding surface B can be made to approach zero, the seal lip 21 is not substantially worn, and heat generation due to sliding between the seal lip 21 and the seal sliding surface B can be suppressed. Furthermore, the permissible peripheral speed of relative rotation between the seal lip 21 and the seal sliding surface B is increased, making it possible to operate at higher speeds than before.
  • the seal lip 21 may be made of a single or multiple materials selected from, for example, nitrile rubber, acrylic rubber, and fluororubber. These materials may be used for the seal lip 21 only, or may be used for the entire elastic portion 24 including the seal lip 21.
  • the pocket 11 of the retainer 10 corresponds to the ball 5 with a diameter of ⁇ x (hereinafter referred to as the ball diameter ⁇ x).
  • the inner surface of the pocket 11 is an inner surface (spherical surface) that draws an arc along the bearing radial direction, and its radius in the bearing radial direction is set to Ry. 2Ry is twice Ry and corresponds to the diameter in the bearing radial direction of the inner surface of the pocket 11.
  • the center of the pocket 11 is the pocket center C
  • the radius of the inner surface of the pocket 11 in a cross section that passes through the pocket center C and includes the bearing axis O is Ry
  • the diameter is 2Ry (hereinafter referred to as the radial pocket diameter 2Ry).
  • the pocket center C and the center of the ball 5 are coincident by design.
  • FIG. 7 shows one cross section (first cross section) passing through the bearing centerline, but this radial pocket diameter 2Ry is set not only in the first cross section, but also in any cross section including the bearing radial line connecting the pocket center C and the bearing axis O (however, if a recess such as an oil reservoir is provided on the inner surface of the pocket 11, the location of that recess is excluded).
  • the inner surface of the pocket 11, as shown in FIG. 8, is an inner surface (spherical surface) that draws an arc along the bearing circumferential direction, and its diameter in the bearing circumferential direction is set to ⁇ z. That is, the diameter of the inner surface of the pocket 11 in a cross section (hereinafter referred to as the second cross section) that is perpendicular to the bearing radial line passing through the pocket center C at the pocket center C is ⁇ z (hereinafter referred to as the circumferential pocket diameter ⁇ z).
  • FIG. 8 shows one cross section (second cross section) that passes through the pocket center C and is perpendicular to the bearing radial line connecting the pocket center C and the bearing axis O, but this circumferential pocket diameter ⁇ z is set not only in the second cross section but also in any cross section that intersects with the bearing radial direction and passes through the pocket center C (however, if a recess H such as an oil reservoir is provided on the inner surface of the pocket 11, the location of the recess H is excluded).
  • a recess H such as an oil reservoir
  • the dimensional relationship between the ball diameter ⁇ x of the ball 5, the radial pocket diameter 2Ry on the inner surface of the pocket 11, and the circumferential pocket diameter ⁇ z is as follows: ⁇ x ⁇ 2Ry ⁇ z It is set so that:
  • the radial pocket diameter 2Ry (see FIG. 7) and the circumferential pocket diameter ⁇ z (see FIG. 8) of the pocket 11 are not larger than the ball diameter ⁇ x, which is the diameter of the balls 5, the pocket 11 will tightly hold the balls 5, and the cage 10 will not function. For this reason, the requirements ⁇ x ⁇ 2Ry and ⁇ x ⁇ z are required.
  • D indicates the bearing radial arc surface D with a diameter of 2Ry
  • d1 indicates its inner diameter end d1
  • d2 indicates its outer diameter end d2.
  • E indicates the bearing circumferential arc surface E with a diameter of ⁇ z
  • F indicates its bottom F.
  • G indicates the tip G of the retaining claw 14.
  • the radial pocket diameter 2Ry of the pocket 11 is too large, the radial play between the balls 5 and the cage 10 will increase, making interference between the cage 10 and the surrounding components (the inner ring 3, the outer ring 4, etc.) more likely to occur. Furthermore, during high-speed rotation, the above-mentioned interference becomes more likely to occur due to the combined effect of centrifugal deformation. For this reason, it is not desirable to make 2Ry too large. The inventors of the present application have therefore confirmed that the requirement of 2Ry ⁇ ⁇ z is desirable. However, in order to suppress such interference, the cage 10 must be made of engineering plastic.
  • FIG. 9A to 9C show the relationship between the cage and the balls.
  • the difference in diameter (radius) of each arc and the positional relationship of the centers of the arcs are exaggerated.
  • FIG. 9A is a schematic diagram of a cross section corresponding to FIG. 8, and shows that the bearing circumferential arc surface E, which is composed of an arc with a circumferential pocket diameter ⁇ z (radius (1/2) ⁇ ⁇ z), continues from the tip G of the retaining claw 14 through the bottom F of the pocket portion 11 to the tip G of the retaining claw 14 on the opposite side.
  • FIG. 9B is a schematic diagram of a cross section I-I of FIG.
  • FIG. 9A shows that the bearing radial arc surface D, which is composed of an arc with a radial pocket diameter 2Ry (radius Ry), continues from the outer diameter side end d2 to the inner diameter side end d1 at the bottom F of the pocket portion 11.
  • Figure 9C is a cross section taken along II-II in Figure 9A, and like the cross section taken along I-I, it shows that the radial arc surface D of the bearing, which is formed by an arc with a radial pocket diameter of 2Ry (radius Ry), continues from the outer diameter end to the inner diameter end of the pocket portion 11.
  • the center C' of the radial arc surface D of the bearing is set at a position eccentric from the pocket center C toward the radial arc surface D of the bearing. Note that recesses H such as oil reservoirs are not shown in Figures 9A to 9C.
  • dmn ⁇ (D+d)/2 ⁇ n D: Bearing outer diameter (mm) d: bearing inner diameter (mm) n: rotation speed (rpm)
  • the bearing 1 to be applied under high-speed conditions where the dmn value, as defined by the formula (1), is 700,000 or more at the maximum rotation speed.
  • the intrusion of foreign matter of a size that may affect the bearing life can be suppressed.
  • deformation of the cage 10 during high-speed operation can be suppressed, and foreign matter can be prevented from being caught between the cage 10 and the seal member 20.
  • ⁇ z see Figure 8
  • the axial play of the retainer 10 becomes large. If the axial play of the retainer 10 becomes large, there is a concern that it may interfere with the seal member 20 depending on the conditions of use. For this reason, it is desirable to ensure that the axial clearance between the seal member 20 and the retainer 10 is 0.1 mm or more, taking into consideration the axial play and deformation of the retainer 10 due to centrifugal force.
  • the provision of the seal member 20 prevents foreign matter from entering the bearing internal space A, but there is still a possibility that small particles may enter through the gap 28.
  • the gap 28 in the seal lip 21 it is possible to control the particle size of the foreign matter that enters the bearing internal space A, and prevent the adverse effects associated with the intrusion of foreign matter. For example, it is believed that foreign matter with a particle size of 0.050 mm or less does not affect the bearing life.
  • the lubricant (lubricating oil) is supplied to the bearing internal space A from both the one axial end side and the other axial end side, so the contents of this invention have been described using as an example a double-sided seal configuration with the seal member 20 provided at the openings on both axial ends.
  • a double-sided seal configuration in which the seal member 20 is provided only at the opening on the one axial end side may be adopted.
  • the seal member 20 is set at the opening on the side where the lubricant (lubricating oil) is supplied. Also, in the case of a single-sided seal, it is preferable that the retainer 10 is inserted into the bearing internal space A from the anti-seal side where the seal member 20 is not provided.
  • Table 1 shows the results of rapid acceleration and deceleration tests based on the amount of internal oil in a plastic crown cage.
  • the seal member 20 is a contact seal, it is fluid lubricated during operation, so there is no need to ensure an inflow of lubricant (lubricating oil) more than necessary, and it can be seen that there is no problem even if an excessive amount of lubricant (lubricating oil) is avoided from entering the bearing internal space A, as in Tests No. 3 and No. 4 in Table 1 above.
  • the retainer 10 is made of engineering plastic, but the material of the retainer 10 may contain at least engineering plastic.
  • the rotating shaft is exemplified as the rotating shaft of a drive motor equipped in an electric transport device such as an electric vehicle, or the rotating shaft of a reducer or speed increaser equipped in such electric transport device, but the bearing 1 of this invention and a bearing device using the bearing 1 can also be applied to the support parts of rotating shafts in various other transport devices, industrial machines, etc.
  • it can be applied to the rotating parts of shafts, constant velocity joints, propeller shafts, turbochargers, transmissions, and wheel bearings in the power transmission paths of various transport devices, or the support parts of rotating shafts in various machine tools, generators, etc.
  • the elastic portion 24 of the sealing member 20 is rubber, and the rubber is vulcanized and bonded to the core metal 23, but the rubber may be integrated with the core metal 23 by a bonding method other than vulcanization bonding. Also, if the strength and durability of the sealing member 20 are ensured, a sealing member 20 consisting of only the elastic portion 24 without using a core metal 23 may be used. Furthermore, the material of the elastic portion 24 may be other than rubber, for example, a synthetic resin.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Fluid Mechanics (AREA)
  • Rolling Contact Bearings (AREA)
  • Sealing With Elastic Sealing Lips (AREA)
  • Sealing Of Bearings (AREA)
  • Sealing Devices (AREA)

Abstract

ｄｍｎ値が７０万以上で使用される玉軸受（１）において、保持器（１０）はエンジニアプラスチックを含む冠形保持器であり、玉（５）の直径φｘ、ポケット中心（Ｃ）を通り且つ軸受の軸心（Ｏ）を含む断面におけるポケット（１１）の内周面の半径Ｒｙ、ポケット中心（Ｃ）を通る軸受半径方向直線にポケット中心（Ｃ）で直交する断面におけるポケット（１１）の内周面の直径φｚの関係がφｘ＜２Ｒｙ＜φｚであり、シール部材（２０）が備えるシールリップ（２１）はシール摺動面（Ｂ）との間の油膜によって流体潤滑状態にすることが可能なシール付玉軸受とした。

Description

シール付玉軸受及び軸受装置
　この発明は、シール付玉軸受及び軸受装置に関する。
　例えば、自動車、建設用機械等の各種車両、その他、各種産業用機械等において、駆動モータを備えた変速機（増減速機）等のモータ軸には、多数の軸受が用いられている。これらの機器類に用いられる軸受は、一般的な機器類で軸支持に使用される軸受と比べて、高速条件で使用されることが一般的である。これらの機器類で使用される潤滑油中には、ギアの摩耗粉等の異物が混在する。このため、軸受の端部にシール部材を備えることで、軸受内部への異物の侵入を防止することで軸受寿命の低下を抑制するとともに、潤滑油侵入量を抑制することでその攪拌抵抗を減らしている。
　例えば、特許文献１では、シール部材に設けられたシールリップに突起を備えさせ、軸受内部と外部とを連通する油通路を生じさせることで、シールリップとシール摺動面との間を流体潤滑状態にしている。これにより、ギアの摩耗紛等による軸受寿命の低下を抑制しつつ、シール部の流体潤滑を実現してシールトルクの低減を図っている。
　また、特許文献２には、円環状の基部と、その基部から突出する柱部とを備えた冠型保持器において、その冠型保持器の径方向への肉厚が、基部から柱部の先端に亘って徐々に薄くなるようにし、且つ、基部の外周面と外輪の肩部の内周面との間の径方向隙間が、基部の内周面と内輪の肩部の外周面との間の径方向隙間よりも大きくなるようにした技術が開示されている。
　特許文献２によれば、高速回転時に遠心力により潤滑剤が飛散した場合でも、基部の外周面と外輪の肩部の内周面との間に潤滑剤が貯留されるので、外輪の軌道面への潤滑剤の流入を抑制する。これにより、攪拌抵抗が低減され、低トルク化と発熱の低減が可能となるとともに、高速回転時の遠心力による保持器変形を抑制できるとされている。
国際公開第２０１６／１４３７８６号公報 特開２０２１－１９５９７３号公報
　特許文献１では、軸受寿命の低下を抑制することが可能である。しかし、駆動モータのモータ軸を支持するような高速条件下で使用される軸受では、想定を超えるような過酷な使用条件の下では、保持器との干渉による軌道輪の発熱や保持器の破損が懸念される。
　また、特許文献２では、高速条件下での保持器の破損対策がなされているが、この軸受では、軸受の軸方向両端にシール部材を備えているとはいえ、そのシール部材は非接触シールであるため、軸受寿命に影響を与える大きさの異物侵入を防止することはできない。このため、この軸受が、例えば、変速機や増減速機等といった装置で使用される場合に、軸受内部への異物侵入による軸受寿命低下が懸念される。また、近年では駆動モータ、インバータ、ギヤ（変速機等）を一体化した装置が広く普及しつつある。このような装置ではオイル潤滑が主流であり、駆動モータのモータ軸を支持する軸受も、変速機等内と共通のオイルで潤滑される傾向にある。このため、軸受内部への異物侵入をさらに確実に防止したいという要請がある。
　そこで、この発明の課題は、軸受内部空間への異物の侵入を阻止しつつ、高速条件下での保持器の変形を抑制することである。
　上記の課題を解決するため、この発明は、内輪及び外輪と、前記内輪及び前記外輪との間に配置される玉と、前記玉を周方向に沿って保持するポケットを有する保持器と、前記内輪及び外輪の間に形成される軸受内部空間の軸方向端部の開口を閉じるシール部材とを備え、ｄｍｎ＝｛（Ｄ＋ｄ）／２｝×ｎ
Ｄ：ベアリング外径（ｍｍ）
ｄ：ベアリング内径（ｍｍ）
ｎ：回転数（ｒｐｍ）
で規定されるｄｍｎ値が７０万以上の環境下で使用される玉軸受において、前記保持器はエンジニアプラスチックを含む冠形保持器であり、前記玉の直径φｘ、前記ポケットのポケット中心を通り且つ軸受の軸心を含む断面における前記ポケットの内周面の半径Ｒｙ、前記ポケット中心を通る軸受半径方向直線に前記ポケット中心で直交する断面における前記ポケットの内周面の直径φｚの寸法関係がφｘ＜２Ｒｙ＜φｚであり、前記シール部材は、前記内輪及び外輪の一方に固定されるとともに他方に設定されたシール摺動面に摺接するシールリップを備え、前記シールリップは、周方向に並んだ複数の突起を有し、前記複数の突起は、周方向に隣り合う前記突起同士の間に隙間を生じさせ、且つ、軸受回転に伴って前記隙間から前記突起と前記シール摺動面間に引き摺り込まれる潤滑油の油膜によって前記シールリップ及び前記シール摺動面間を流体潤滑状態にすることが可能な態様で形成されているシール付玉軸受を採用した（構成１）。
　ここで、前記シールリップに、ニトリルゴム、アクリルゴム、フッ素ゴムの中から選択される単一の又は複数の素材を用いている構成（構成２）を採用できる。
　また、前記軸受内部空間への潤滑剤の供給が、軸方向一端側から軸方向他端側への一方向である場合に、前記シール部材を軸方向一端側の開口にのみ設けている構成（構成３）を採用できる。
　なお、上記構成１を備えたシール付玉軸受に対し、上記構成２及び上記構成３のいずれか一つを付加した構成を採用できるし、また、上記構成２及び上記構成３の両方を付加した構成も採用できる。
　これらの各態様からなるシール付玉軸受を用い、電動輸送機器用の駆動モータ、減速機又は増速機が備える回転軸を前記玉軸受で支持している軸受装置を採用できる。
　この発明は、シールリップとシール摺動面との間を流体潤滑状態に維持できるシール部材を採用することで、シールトルクの低減を図るとともに、軸受内部空間への潤滑剤の流入量を制御することができる。これにより、軸受内部空間内での潤滑剤の攪拌抵抗が低減されるので、ｄｍｎ値７０万以上の高速回転域での軸受の適用が可能となる。また、同時に、軸受寿命に影響のある大きさの異物の侵入も抑制できる。また、エンジニアプラスチックの採用と、玉軸受の玉の径φｘ、保持器のポケットにおける軸受半径方向への径Ｒｙ、及び、保持器のポケットにおける軸受周方向への径φｚの寸法関係を最適化することで、高速運転時の保持器の変形を抑制し、保持器とシール部材との間に異物が噛み込むことを防止できる。
この発明の一実施形態を示す縦断面図 図１のシール部材を外した状態の右側面図 図１のシール部材を外した状態の左側面図 図１の要部拡大図 図４のシールシップ付近を示す要部拡大図 図５のＶＩ－ＶＩ断面図 図６Ａの要部拡大図 保持器の要部を示す軸方向断面図 保持器の要部を示し軸受半径方向に直交する断面図 保持器と玉の関係を示し、図８に相当する断面での模式図 図９ＡのＩ－Ｉ断面での模式図 図９ＡのＩＩ－ＩＩ断面での模式図 変形例を示す縦断面図
　この発明の実施形態を、図面に基づいて説明する。この実施形態は、軸受内部空間の軸方向端部の開口部にシール部材２０を備えた転がり軸受１である。
　転がり軸受１は、図１～図３に示すように、内輪３及び外輪４と、内輪３及び外輪４との間に配置される複数の転動体５と、玉５を周方向に沿って保持するポケット１１を有する保持器１０とを備えている。転動体５として球体（鋼球）を採用しているので、以下、これを玉５と称する。また、この転がり軸受１を、以下、シール付玉軸受１、又は、単に軸受１と称する。また、軸受１の軸受中心軸に沿った方向を「軸受軸方向」又は単に「軸方向」と称し、軸方向に直交する方向を「軸受半径方向」又は単に「半径方向」と称し、軸受中心軸回りの円周方向を「軸受周方向」又は単に「周方向」と称する。
　保持器１０は、エンジニアプラスチックで成形された冠形保持器である。保持器１０は、環状を成す基部１２と、その基部１２から軸方向へ向かって突出する複数の柱部１３とを備えている。周方向に沿って並列する２本１組の柱部１３，１３が、周方向に沿って一定の間隔で設けられている。その２本１組で構成される柱部１３と柱部１３の間が、凹状のポケット１１となっている。保持器１０の外径面は、段差のない湾曲面（円筒面）である。保持器１０は、ポケット１１の部分で外径面と内径面とが連通している。
　柱部１３の先端は保持爪１４となっている。ポケット１１を挟む両側の保持爪１４，１４同士は、互いに接近する方向に湾曲している。なお、周方向に隣り合うポケット１１とポケット１１との間において、隣接する柱部１３，１３同士が連結されていてもよい。ポケット１１によって保持された玉５は、ポケット１１で保持されつつ、内輪３の軌道面３ａと外輪４の軌道面４ａとの間で公転する。
　内輪３は、その内径部３ｂに図示しない回転軸が固定され、その回転軸と一体に周方向へ回転する。外輪４は、同じく図示しないハウジング、ギア等の部材であって、回転軸からの荷重を負荷させる固定部材に取り付けられる。これにより、軸受１は、固定部材に対して回転軸を回転自在に支持する。ここでいう回転軸としては、例えば、電動車両等の電動輸送機器が備える駆動モータの回転軸、あるいは、それらの電動輸送機器が備える減速機又は増速機の回転軸が挙げられる。なお、軸受１の軸受中心軸と、回転軸の回転中心軸とは同軸に設定されている。
　軸受１の組付け時において、軸受内部空間Ａには、グリース等の適宜の潤滑剤が封入されている。また、使用時において、軸受内部空間Ａ内へは、その軸受内部空間Ａの軸方向一端側の開口を通じて外部から潤滑剤（潤滑油）が供給される。また、軸受内部空間Ａ内の潤滑剤（潤滑油）は、その軸受内部空間Ａの軸方向他端側の開口から軸受内部空間Ａ外へ流出するようになっている。軸受１は、基本的にオイル潤滑下で使用され、初期潤滑として封入されたグリースは、その後、軸受外から供給される潤滑油と置き換わる。初期潤滑用としてグリースを封入する場合は、軸受内部空間Ａ内における全空間容積の５～２０％にグリースを封入することが望ましい。
　駆動モータや変速機等の機器を潤滑する潤滑油中には、ギアの摩耗粉、クラッチの摩耗粉、その他、軸受１の組み込み先の機器に応じた異物が介在する。これらの異物は、潤滑油中に浮遊せずに、いずれかの箇所に捕捉されることが望ましい。また、軸受１は、これらの駆動モータや変速機等の機器と共通の潤滑油で潤滑されている。このため、軸受内部空間Ａの軸方向端部の開口に、シール部材２０が取り付けられている。この実施形態では、軸受内部空間Ａの軸方向両端部にそれぞれシール部材２０を備えている。
　シール部材２０は、軸受内部空間Ａの軸方向端部の開口を覆うように環状を成す部材で構成されている。シール部材２０は、軸受内部空間Ａと外部との間を区切るものである。シール部材２０を挟んで軸受外部側には、潤滑油中に異物が存在するので、シール部材２０は、これらの異物が軸受外部から軸受内部空間Ａへ侵入するのを防止する。
　シール部材２０は、図４及び図５に示すように、金属製の芯金２３と、その芯金２３と一体に固定された弾性部２４とを備えている。芯金２３は、周方向全周に亘って断面Ｌ字状に成形された環状部材である。この実施形態では、芯金２３は、プレス加工品で構成されている。弾性部２４はゴムであり、芯金２３に対して加硫接着されている。加硫接着は、例えば、芯金２３を型枠内に入れて加硫ゴム材を加硫成形することにより行うことができる。図４では、図中右側に示す軸方向一端側にシール部材２０を装着し、軸方向他端側にはシール部材２０を装着する前の状態を示している。
　シール部材２０の弾性部２４は、外径側において半径方向外側に突出する嵌合部２５と、芯金２３を覆う本体部２６、本体部２６から内径側へ突出する張出部２２、張出部２２の先端で半径方向内側へ舌片状に突出するシールリップ２１とを備えている。外輪４における軸方向端部の内周に、全周に亘るシール溝８が形成されている。シール部材２０は、嵌合部２５がシール溝８に嵌合することで外輪４に固定されている。
　内輪３の外周には、シールリップ２１に対して周方向に摺動するシール摺動面Ｂが形成されている。シール摺動面Ｂは、周方向全周に亘る円筒面状になっている。
　シールリップ２１は、図５に示すように、軸方向に一定の幅で径方向に連続する円環状に形成された腰部と、腰部から外部側へ曲がる突片状に形成された頭部とを有する。シールリップ２１の頭部とシール摺動面Ｂとの間に締め代が設定されている。シール部材２０を図１の所定配置に取り付けると、シールリップ２１は、その締め代により、シール摺動面Ｂに押し付けられて、軸方向外側へ曲がったゴム状弾性の変形を生じ、シールリップ２１の緊迫力を生む。シール部材２０の取り付け誤差、製造誤差等は、シールリップ２１の撓み具合の変化によって吸収される。
　図６Ａに示すように、シールリップ２１は、周方向に沿って並列する複数の突起２７を有する。突起２７は、その全長に亘って周方向と直交する方向に延びて、周方向全周に亘って均一な間隔を置いて配置されている。このため、周方向に隣り合う突起２７間に形成される隙間２８も、周方向全周に亘って均一間隔で形成されている。隙間２８は、シールリップ２１とシール摺動面Ｂとの間に、軸受内部空間Ａと軸受の外部を連通する油路を形成している。
　また、突起２７は、図６Ｂに示すように、それぞれ周方向幅の中央部から周方向両側に向かう程シール摺動面Ｂと間隔が広がるように形成される周方向端部２９を有する。すなわち、突起２７は、シール摺動面Ｂとの間に隙間２８側で大、突起２７の周方向幅中心ｐに近い側で小となるくさび状隙間を形成する。
　突起２７は、図５に示すように、軸受中心軸を含む仮想平面上において、概ねシール摺動面Ｂに沿った領域をもつ。この領域は、シール摺動面Ｂに沿った方向（図５における左右方向（軸方向）に相当）に幅をもって存在する。このため、軸受回転に伴う突起２７とシール摺動面Ｂの摺動部、すなわち、突起２７が隙間２８内の潤滑油を、突起２７とシール摺動面Ｂとの間のくさび状隙間へ向かって、周方向に引き摺り込む際のくさび効果によって油膜形成が促進される。突起２７とシール摺動面Ｂとの間に油膜が介在させられる領域は、前述の仮想平面上においてシール摺動面Ｂに沿った方向（軸方向）に所定以上の有限長で生じる。このような突起２７とシール摺動面Ｂとの摺動部は、Ｈｅｒｔｚの弾性接触理論に基づく接触楕円状に生じると考えられるので、その接触楕円状の長軸が前述の有限長に相当する。
　シールリップ２１とシール摺動面Ｂ間の相対回転の周速が一定未満のとき、微視的には固体接触領域を含む境界潤滑状態ないし混合潤滑状態となる。軸受回転が速くなり、突起２７とシール摺動面Ｂの相対回転の周速が一定以上になると、突起２７とシール摺動面Ｂ間の油膜厚さは、突起２７とシール摺動面Ｂ間の合成粗さσを余裕で上回り、各突起２７とシール摺動面Ｂが油膜で完全に分離させられた流体潤滑状態になる。これにより、シールリップ２１とシール摺動面Ｂ間を油膜で完全に分離させた流体潤滑状態にすることができる。このような流体潤滑状態になれば、シール部材２０によるシールトルクを非接触式のシールと同等まで低減し、ひいてはシール付軸受の温度上昇を抑制し、シールリップ２１の吸着作用を防止することができる。
　ここで、油膜パラメータΛ≧３であれば、摺動部の潤滑モードは流体潤滑状態であると考えられる。油膜パラメータΛは、摺動部での最小油膜厚さｈ０に対する合成粗さσの比であり、Λ＝ｈ０／σである。最小油膜厚さｈ０は、弾性流体潤滑理論に基づいて求められる。合成粗さσ＝√（（Ｒｑ1 ２＋Ｒｑ2 ２）／２）である。Ｒｑ１は、前述の摺動部を成すシール摺動面Ｂの二乗平均平方根粗さである。Ｒｑ２は、突起２７の表面における二乗平均平方根粗さとすると、二乗平均平方根粗さは、ＪＩＳ（Ｂ０６０１：２０１３）に規定された二乗平均平方根粗さＲｑの値（μｍ）である。
　油膜パラメータΛは合成粗さσに依存し、合成粗さσが小さいほど油膜を厚くすることができる。前述の周速が極低速のときから突起２７とシール摺動面Ｂの摺動部を流体潤滑状態とするため、その摺動部における合成粗さσを０．９μｍ以下にすることが好ましい。例えば、合成粗さσが０．９μｍ、潤滑油をミッション油（３０ｃｓｔ，４０℃）、雰囲気温度を２０℃、周速０．２ｍ／ｓの計算条件において、Ｊｏｈｎｓｏｎチャートによる油潤滑モードを判定したところ、最小油膜厚さｈ０が２．８μｍ、油膜パラメータΛが３以上となり、潤滑モードがＥ－Ｉモードとなった。したがって、突起２７とシール摺動面Ｂの合成粗さσが０．９μｍ以下であれば、軸受の実使用領域において確実に流体潤滑状態になることが見込まれる。
　例えば、車両のトランスミッション内の回転部を支持する用途では、一般に、跳ねかけ、オイルバス等の適宜の方式でミッションオイルが潤滑油としてシール付軸受に給油される。その潤滑油は、オイルポンプで循環されており、その循環経路に設けられたオイルフィルタによって濾過される。粒径０．０５ｍｍを超える大きな異物が軸受内部空間Ａに侵入すると、軸受寿命に悪影響を及ぼすと考えられる。突起２７の突出高さｈ（図６Ｂ参照）を０．０７ｍｍ以下に設定すれば、そのような大きな異物が容易に通過できない隙間２８を生じさせることができる。なお、隙間２８の通油性を良好にするため、突起２７の突出高さｈは、０．０５ｍｍ以上に設定することが望ましい。
　突起２７の突出高さｈが０．０７ｍｍ以下の場合、例えば、周方向に隣り合う突起２７同士の間隔が０．３ｍｍ以上２．６ｍｍ以下、突起２７の周方向幅が０．２ｍｍ以上１．０ｍｍ以下、且つ、突起２７の表面の曲率半径を０．１５ｍｍ以上２．０ｍｍ未満の範囲に設定することができる。この例では、その油温３０～１２０℃、シールリップ２１とシール摺動面Ｂの相対的な周速が０．２ｍ／ｓ以上の場合に、計算上、Ｇｒｅｅｎｗｏｏｄ－Ｊｏｈｎｓｏｎの決めた無次元数である粘性パラメータｇｖと弾性パラメータｇｅに基づく潤滑領域図（Ｊｏｈｎｓｏｎチャート）において等粘度－剛体領域（Ｒ－Ｉモード）又は等粘度－弾性体領域（Ｅ－Ｉモード，ソフトＥＨＬ）のいずれかの潤滑モード、すなわち前述の流体潤滑状態になると考えられる。なお、前述の周方向に隣り合う突起２７同士の間隔が２．６ｍｍの場合、突起２７とシール摺動面Ｂとの間には、計算上、約３μｍの油膜が形成され、２．６ｍｍより小さい場合に油膜が厚くなる傾向がある。前述の間隔が２．６ｍｍ以下では、軸受回転トルクが低くなる傾向（すなわちシールトルクの低下傾向）を示す。前述の間隔が０．３ｍｍ未満では、突起２７を成形するための転写面をエンドミル加工で金型に形成することが困難になる。
　以上のように、シールリップ２１とシール摺動面Ｂ間を流体潤滑状態とすることで、シールリップ２１とシール摺動面Ｂとが擦れることによる摩擦（シールトルク）を実質的にゼロに近づけ、シールリップ２１が実質的に摩耗せず、シールリップ２１及びシール摺動面Ｂ間の摺動による発熱を抑えることができる。さらに、シールリップ２１とシール摺動面Ｂとの間で許容される相対回転の周速が高くなるので、従来よりも高速条件での運転が可能となる。
　なお、シールリップ２１の素材としては、例えば、ニトリルゴム、アクリルゴム、フッ素ゴムの中から選択される単一の又は複数の素材を用いることができる。これらの素材は、シールリップ２１のみに用いてもよいし、シールリップ２１を含む弾性部２４全体に用いてもよい。
　保持器１０のポケット１１は、直径をφｘ（以下、玉径φｘと称する）とした玉５に対応したものである。ポケット１１における内面は、図７に示すように、軸受半径方向に沿って円弧を描く内面（球面）となっており、その軸受半径方向への半径がＲｙに設定されている。２ＲｙはＲｙの２倍であり、ポケット１１の内面における軸受半径方向への直径に相当する。すなわち、ポケット１１における中心をポケット中心Ｃとした場合に、ポケット中心Ｃを通り且つ軸受の軸心Ｏを含む断面（以下、第１断面と称する）におけるポケット１１の内周面の半径がＲｙ、直径が２Ｒｙ（以下、半径方向ポケット径２Ｒｙと称する）である。なお、ポケット中心Ｃと玉５の中心は、設計上一致している。図７は、軸受中心線を通る１断面（第１断面）を示しているが、この半径方向ポケット径２Ｒｙは第１断面だけでなく、ポケット中心Ｃと軸受の軸心Ｏとを結ぶ軸受半径方向直線を含む任意の断面で設定されている（ただし、ポケット１１の内面に油溜まり等の凹部が設けられている場合は、その凹部の場所を除く）。
　また、ポケット１１における内面は、図８に示すように、軸受周方向に沿って円弧を描く内面（球面）となっており、その軸受周方向への直径がφｚに設定されている。すなわち、ポケット中心Ｃを通る軸受半径方向直線にポケット中心Ｃで直交する断面（以下、第２断面と称する）におけるポケット１１の内周面の直径がφｚ（以下、周方向ポケット径φｚと称する）である。図８は、ポケット中心Ｃを通り、且つ、そのポケット中心Ｃと軸受の軸心Ｏとを結ぶ軸受半径方向直線に直交する１断面（第２断面）を示しているが、この周方向ポケット径φｚは第２断面だけでなく、ポケット中心Ｃを通る軸受半径方向に交差する任意の断面で設定されている（ただし、ポケット１１の内面に油溜まり等の凹部Ｈが設けられている場合は、その凹部Ｈの場所を除く）。
　ここで、玉５の玉径φｘ、ポケット１１の内面における半径方向ポケット径２Ｒｙ、周方向ポケット径φｚとの寸法関係が、
φｘ＜２Ｒｙ＜φｚ
となるように設定されている。
　この点について、玉５の直径である玉径φｘよりも、ポケット１１の半径方向ポケット径２Ｒｙ（図７参照）や周方向ポケット径φｚ（図８参照）が大きい寸法でないと、ポケット１１が玉５を強固に抱え込んでしまうため、保持器１０として成立しない。このため、φｘ＜２Ｒｙ、及び、φｘ＜φｚの要件が求められる。
　さらに、ポケット１１の半径方向ポケット径２Ｒｙ（図７参照）よりも周方向ポケット径φｚ（図８参照）を大きく設定することで、高速回転時における玉５の遅れ進みに伴って生じる保持器１０と周囲の部材（内輪３や外輪４等）との干渉、すなわち、玉５が軸受周方向に回転しながら、その周方向への速度差によって保持器１０に引っ張られることで、保持器１０に生じる変形に伴う干渉を回避しやすくなる。これは、２Ｒｙ＜φｚに設定することで、玉５とポケット１１の内面との第１隙間ｗ１（図７参照）よりも、玉５とポケット１１の内面との第２隙間ｗ２（図８参照）を大きく確保したことによる効果である。
　図７において、符号Ｄは直径２Ｒｙの軸受半径方向円弧面Ｄを示し、符号ｄ１はその内径側端ｄ１を、符号ｄ２はその外径側端ｄ２を示している。また、図８において、符号Ｅは直径φｚの軸受周方向円弧面Ｅを示し、符号Ｆはその底部Ｆを示している。また、符号Ｇは、保持爪１４の先端Ｇを示している。
　一方、ポケット１１の半径方向ポケット径２Ｒｙが大きすぎると、玉５と保持器１０との径方向ガタが大きくなり、保持器１０と周囲の部材（内輪３や外輪４等）との干渉が生じやすくなる。また、高速回転時には遠心力変形による影響も相まって、上記の干渉がより生じやすくなる。このため、２Ｒｙを大きくし過ぎることは好ましくない。そこで、２Ｒｙ＜φｚの要件が望ましいことを、本願の発明者らは確認した。ただし、このような干渉が抑制されるための条件として、保持器１０は、その素材としてエンジニアプラスチックを使用していることが要件となる。
　図９Ａ～図９Ｃは、保持器と玉の関係を模式的に示している。ここでは、それぞれの円弧の直径（半径）の差や円弧の中心の位置関係を誇張して描いている。図９Ａは図８に相当する断面での模式図であり、周方向ポケット径φｚ（半径（１／２）×φｚ）の円弧で構成される軸受周方向円弧面Ｅが、保持爪１４の先端Ｇからポケット部１１の底部Ｆを通って、反対側の保持爪１４の先端Ｇまで続いていることを示している。図９Ｂは図９ＡのＩ－Ｉ断面であり、図７に相当する断面での模式図である。半径方向ポケット径２Ｒｙ（半径Ｒｙ）の円弧で構成される軸受半径方向円弧面Ｄが、ポケット部１１の底部Ｆにおいて外径側端ｄ２から内径側端ｄ１まで続いていることを示している。図９Ｃは図９ＡのＩＩ－ＩＩ断面であり、Ｉ－Ｉ断面と同様に、半径方向ポケット径２Ｒｙ（半径Ｒｙ）の円弧で構成される軸受半径方向円弧面Ｄが、ポケット部１１の外径側端から内径側端まで続いていることを示している。軸受半径方向円弧面Ｄの中心Ｃ’は、ポケット中心Ｃから軸受半径方向円弧面Ｄ側へ偏心した位置に設定されている。なお、図９Ａ～図９Ｃでは、油溜まり等の凹部Ｈは図示省略している。
　この構成によれば、
ｄｍｎ＝｛（Ｄ＋ｄ）／２｝×ｎ
Ｄ：ベアリング外径（ｍｍ）
ｄ：ベアリング内径（ｍｍ）
ｎ：回転数（ｒｐｍ）
で規定されるｄｍｎ値が、その最高回転数において７０万以上となるような高速条件下で、軸受１の適用が可能となる。また、同時に、軸受寿命に影響のある大きさの異物の侵入も抑制できる。さらに、高速運転時の保持器１０の変形を抑制し、保持器１０とシール部材２０との間に異物が噛み込むことも防止できる。
　なお、φｚ（図８参照）を大きくし過ぎることによるデメリットとして、保持器１０の軸方向ガタが大きくなるという点が挙げられる。保持器１０の軸方向ガタが大きくなると、使用条件によっては、シール部材２０との干渉が懸念される。このようなことから、シール部材２０と保持器１０との軸方向へのクリアランスを、上記の軸方向ガタと、遠心力による保持器１０の変形を考慮した上で、０．１ｍｍ以上確保することが望ましい。
　シール部材２０を設けたことにより、軸受内部空間Ａへの異物の侵入は抑制されるが、隙間２８を通じて、粒径の小さい異物が入り込む可能性はある。しかし、シールリップ２１における隙間２８を、適宜の形状、大きさに設定することにより、軸受内部空間Ａに侵入する異物の粒径をコントロールして、異物の侵入にともなう悪影響を防止できる。例えば、粒径０．０５０ｍｍ以下の異物は軸受寿命に影響を与えないとされている。
　上記の実施形態では、軸受内部空間Ａへの潤滑剤（潤滑油）の供給が、軸方向一端側及び軸方向他端側の両方から行われることから、シール部材２０を軸方向両端の開口に備えた両側シールの構成を例に、この発明の内容を説明した。他の例として、例えば、軸受内部空間Ａへの潤滑剤（潤滑油）の供給が、軸方向一端側から軸方向他端側への一方向である場合には、シール部材２０を軸方向一端側の開口にのみ設けた片側シールの構成を採用してもよい。すなわち、片側シールの場合は、潤滑剤（潤滑油）が供給される側の開口に、シール部材２０が設定されることが望ましい。また、片側シールの場合、保持器１０は、シール部材２０が設けられない反シール側から、軸受内部空間Ａ内へ挿入されることが望ましい。
　なお、前述のように、最高回転数におけるｄｍｎ値が７０万以上となるような高速条件下で使用される軸受１には、エンジニアプラスチックを用いた冠形保持器の適用することで、高速回転による保持器１０の変形を抑制することが求められる。しかし、この樹脂製の冠形保持器を適用するに際し、例えば、軸受内部空間Ａ内への潤滑剤（潤滑油）の流入量が多い場合、軸受寿命が低下する懸念がある。また、その軸受１の使用条件によっては、ギアの摩耗紛等の異物が軸受内部空間Ａへ侵入することにより、軸受寿命の低下も懸念される。このため、この発明では、シールリップ２１の接触部を流体潤滑状態に維持できるシール部材２０を採用することで、軸受寿命に影響のある異物侵入を抑制し、また、潤滑剤（潤滑油）の流入量を制御することを可能とした。すなわち、所定の形状及び性能を有する樹脂製の冠形保持器と、シールリップ２１の接触部を流体潤滑状態に維持できるシール部材２０の相乗効果により、従来よりも軸受寿命を延命することを実現している。
　以下の表１に、樹脂製の冠形保持器における内部オイル量の違いに基づく急加減速試験の結果を示す。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000001
　上記結果から、軸受内部空間Ａへの潤滑剤（潤滑油）の流入量が少ないほうが、軸受の寿命は長くなっている。これは、潤滑剤（潤滑油）の流入量が少ないほうが、攪拌抵抗が小さいからであると考えられる。なお、前述のように、シールリップ２１の接触部を流体潤滑状態に維持できるシール部材２０については、例えば、流体潤滑且つ軸受寿命に影響を与える０．０５０ｍｍ以上の異物の侵入を防止することができる。また、そのシール部材２０は、接触シールであるものの、運転中は流体潤滑となるため、潤滑剤（潤滑油）の流入量を必要以上に確保する必要がなく、上記表１における試験Ｎｏ．３、Ｎｏ．４のように、潤滑剤（潤滑油）が過度に軸受内部空間Ａ内に入ることを回避しても問題ないことがわかる。
　上記の実施形態では、保持器１０をエンジニアプラスチック製としたが、保持器１０の素材は、少なくともエンジニアプラスチックを含んでいればよい。
　上記の実施形態では、回転軸として、電動車両等の電動輸送機器が備える駆動モータの回転軸、あるいは、それらの電動輸送機器が備える減速機又は増速機の回転軸を例に挙げたが、それ以外にも、各種輸送機器、産業用機械等における回転軸の支持部にも、この発明の軸受１、及び、その軸受１を用いた軸受装置を適用できる。例えば、各種輸送機器における動力伝達経路のシャフト、等速ジョイント、プロペラシャフト、過給機、トランスミッション、ホイール軸受の回転部、あるいは、各種工作機械、発電機等の回転軸の支持部にも適用できる。
　また、上記の実施形態では、シール付玉軸受１として、シール部材２０のシールリップ２１を内輪３側に配置したものを例に、この発明の構成を説明したが、これを内外逆にして、例えば、図１０に示すように、シールリップ２１を外輪４側に配置した構成を採用してもよい。
　また、上記の実施形態では、シール部材２０の弾性部２４はゴムであり、そのゴムが芯金２３に対して加硫接着されている構成としたが、ゴムを加硫接着以外の接着方法で芯金２３に一体化してもよい。また、シール部材２０の強度及び耐久性が確保されるならば、芯金２３を用いずに弾性部２４のみからなるシール部材２０を採用してもよい。さらに、弾性部２４の素材としては、ゴム以外にも例えば合成樹脂を用いてもよい。
　今回開示された実施の形態はすべての点で例示であって制限的なものではないと考えられるべきである。本発明の範囲は上記した説明ではなくて特許請求の範囲によって示され、特許請求の範囲と均等の意味および範囲内でのすべての変更が含まれることが意図される。
１　軸受（シール付玉軸受）
３　内輪
４　外輪
５　玉（転動体）
１０　保持器
１１　ポケット
２０　シール部材
２１　シールリップ
２８　隙間
Ａ　軸受内部空間
Ｂ　シール摺動面

Claims (4)

  1. 　内輪（３）及び外輪（４）と、前記内輪（３）及び前記外輪（４）との間に配置される玉（５）と、前記玉（５）を周方向に沿って保持するポケット（１１）を有する保持器（１０）と、前記内輪（３）及び外輪（４）の間に形成される軸受内部空間（Ａ）の軸方向端部の開口を閉じるシール部材（２０）とを備え、
    ｄｍｎ＝｛（Ｄ＋ｄ）／２｝×ｎ
    Ｄ：ベアリング外径（ｍｍ）
    ｄ：ベアリング内径（ｍｍ）
    ｎ：回転数（ｒｐｍ）
    で規定されるｄｍｎ値が７０万以上の環境下で使用される玉軸受において、
    　前記保持器（１０）はエンジニアプラスチックを含む冠形保持器であり、
    　前記玉（５）の直径φｘ、前記ポケット（１１）のポケット中心（Ｃ）を通り且つ軸受の軸心（Ｏ）を含む断面における前記ポケット（１１）の内周面の半径Ｒｙ、前記ポケット中心（Ｃ）を通る軸受半径方向直線に前記ポケット中心（Ｃ）で直交する断面における前記ポケット（１１）の内周面の直径φｚの寸法関係がφｘ＜２Ｒｙ＜φｚであり、
    　前記シール部材（２０）は、前記内輪（３）及び外輪（４）の一方に固定されるとともに他方に設定されたシール摺動面（Ｂ）に摺接するシールリップ（２１）を備え、前記シールリップ（２１）は、周方向に並んだ複数の突起（２７）を有し、前記複数の突起（２７）は、周方向に隣り合う前記突起（２７）同士の間に隙間（２８）を生じさせ、且つ、軸受回転に伴って前記隙間（２８）から前記突起（２７）と前記シール摺動面（Ｂ）間に引き摺り込まれる潤滑油の油膜によって前記シールリップ（２１）及び前記シール摺動面（Ｂ）間を流体潤滑状態にすることが可能な態様で形成されているシール付玉軸受。
  2. 　前記シールリップ（２１）に、ニトリルゴム、アクリルゴム、フッ素ゴムの中から選択される単一の又は複数の素材を用いている請求項１に記載のシール付玉軸受。
  3. 　前記軸受内部空間（Ａ）への潤滑剤の供給が、軸方向一端側から軸方向他端側への一方向である場合に、前記シール部材（２０）を軸方向一端側の開口にのみ設けている請求項１に記載のシール付玉軸受。
  4. 　請求項１から３のいずれか一つに記載のシール付玉軸受を用い、電動輸送機器用の駆動モータ、減速機又は増速機が備える回転軸を前記玉軸受で支持している軸受装置。
PCT/JP2024/004759 2023-02-16 2024-02-13 シール付玉軸受及び軸受装置 Ceased WO2024172012A1 (ja)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
CN202480012798.3A CN120693466A (zh) 2023-02-16 2024-02-13 带密封的球轴承及轴承装置

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2023-022456 2023-02-16
JP2023022456A JP2024116700A (ja) 2023-02-16 2023-02-16 シール付玉軸受及び軸受装置

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2024172012A1 true WO2024172012A1 (ja) 2024-08-22

Family

ID=92419997

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2024/004759 Ceased WO2024172012A1 (ja) 2023-02-16 2024-02-13 シール付玉軸受及び軸受装置

Country Status (3)

Country Link
JP (1) JP2024116700A (ja)
CN (1) CN120693466A (ja)
WO (1) WO2024172012A1 (ja)

Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2004156687A (ja) * 2002-11-06 2004-06-03 Nsk Ltd 冠型保持器およびそれを用いた玉軸受
JP2004211870A (ja) * 2003-01-08 2004-07-29 Nsk Ltd 玉軸受用保持器及び玉軸受
JP2011241946A (ja) * 2010-05-20 2011-12-01 Nsk Ltd 潤滑剤封入方法、及び、潤滑剤封入方法によって潤滑剤を封入した転がり軸受
JP2020041659A (ja) * 2018-09-13 2020-03-19 Ntn株式会社 玉軸受
JP2020046069A (ja) * 2018-03-30 2020-03-26 Ntn株式会社 樹脂製保持器及び転がり軸受
JP2020133770A (ja) * 2019-02-20 2020-08-31 Ntn株式会社 玉軸受
WO2022264910A1 (ja) * 2021-06-14 2022-12-22 Ntn株式会社 シール付軸受

Patent Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2004156687A (ja) * 2002-11-06 2004-06-03 Nsk Ltd 冠型保持器およびそれを用いた玉軸受
JP2004211870A (ja) * 2003-01-08 2004-07-29 Nsk Ltd 玉軸受用保持器及び玉軸受
JP2011241946A (ja) * 2010-05-20 2011-12-01 Nsk Ltd 潤滑剤封入方法、及び、潤滑剤封入方法によって潤滑剤を封入した転がり軸受
JP2020046069A (ja) * 2018-03-30 2020-03-26 Ntn株式会社 樹脂製保持器及び転がり軸受
JP2020041659A (ja) * 2018-09-13 2020-03-19 Ntn株式会社 玉軸受
JP2020133770A (ja) * 2019-02-20 2020-08-31 Ntn株式会社 玉軸受
WO2022264910A1 (ja) * 2021-06-14 2022-12-22 Ntn株式会社 シール付軸受

Also Published As

Publication number Publication date
CN120693466A (zh) 2025-09-23
JP2024116700A (ja) 2024-08-28

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP6523994B2 (ja) シール付軸受
US10570962B2 (en) Sealed bearing
WO2016143786A1 (ja) シール付軸受
JP2019074196A (ja) シール付玉軸受
JP6786265B2 (ja) シール付軸受
JP7691452B2 (ja) シール付玉軸受及び軸受装置
JP2024116700A (ja) シール付玉軸受及び軸受装置
WO2017150609A1 (ja) シール付軸受及び玉軸受
KR20240022519A (ko) 시일을 갖는 베어링
JP7758515B2 (ja) 転がり軸受
JP7240975B2 (ja) シール付軸受
JP7331053B2 (ja) シール付軸受
JP7591958B2 (ja) シール付軸受
JP6878052B2 (ja) シール付転がり軸受
JP6797719B2 (ja) オイルシール及びシール付軸受
JP6887046B2 (ja) 円すいころ軸受
JP2025133934A (ja) シール付軸受
JP6725264B2 (ja) 円すいころ軸受
JP2025145731A (ja) シール付軸受
JP2022139574A (ja) シール付軸受
JP2018197586A (ja) シール付転がり軸受
JP2018138797A (ja) 玉軸受
JP2017155818A (ja) 玉軸受

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 24756857

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 202480012798.3

Country of ref document: CN

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

WWP Wipo information: published in national office

Ref document number: 202480012798.3

Country of ref document: CN

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 24756857

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1