WO2025205083A1 - 転がり軸受 - Google Patents

転がり軸受

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WO2025205083A1
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peripheral portion
ring
rolling bearing
diameter surface
flank
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PCT/JP2025/009902
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真聖 赤堀
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NTN Corp
Original Assignee
NTN Corp
NTN Toyo Bearing Co Ltd
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    • F16C35/00—Rigid support of bearing units; Housings, e.g. caps, covers
    • F16C35/04—Rigid support of bearing units; Housings, e.g. caps, covers in the case of ball or roller bearings
    • F16C35/06—Mounting or dismounting of ball or roller bearings; Fixing them onto shaft or in housing
    • F16C35/067—Fixing them in a housing

Definitions

  • This invention relates to a rolling bearing.
  • the inner diameter surface of the inner ring or the outer diameter surface of the outer ring may be clearance-fitted into the mating shaft or housing.
  • the grooves can guide oil from the oil-rich radial gap, contributing to lubrication between one periphery and the corresponding shaft or housing.
  • configuration 7 in which the radial depth of the flank is 0.1 mm or more and 2.5 mm or less.
  • configuration 8 in which the resin portion has a thickness of at least 0.8 mm.
  • configuration 9 in which the device is disposed between the rotating shaft of the electric axle unit and the housing.
  • the rolling bearing 1 shown in Figures 1 and 2 is arranged between a rotating shaft 100 and a housing 110.
  • the inner diameter of the rolling bearing 1 can be in the range of 30 mm to 45 mm, for example.
  • the housing 110 houses the AC drive motor, reducer, etc. provided in the electric axle unit for an automobile, and is made up of one or more components including a motor case portion, gear case portion, etc.
  • the rotating shaft 100 rotates relative to the housing 110 and is the motor shaft of the AC drive motor or the transmission shaft of the reducer.
  • the rotating shaft 100 and the housing 110 each have cylindrical bearing seats 101, 111 that extend in the circumferential direction.
  • the bearing center axis of the rolling bearing 1 and the center lines of the bearing seats 101, 111 are coaxial.
  • the outer ring 20 has a second inner peripheral portion 21 including a second raceway surface 21a, a second outer peripheral portion 22 including an outer diameter surface 22a along the circumferential direction, and second width surfaces 23, 23 extending radially in the side surface portion between the second inner peripheral portion 21 and the second outer peripheral portion 22.
  • the two second width surfaces 23, 23 are located on both ends of the axial width of the outer ring 20 and each have a circular annular surface shape along the radial direction.
  • the outer peripheral edges of the second width surfaces 23, 23 intersect with the second outer peripheral portion 22, and the inner peripheral edges of the second width surfaces 23, 23 intersect with the second inner peripheral portion 21.
  • the first raceway surface 11a and the second raceway surface 21a each have a raceway groove with an arc-shaped cross section.
  • the second outer peripheral portion 22 of the outer ring 20 further includes a flank 22b that divides the outer diameter surface 22a over the entire axial width.
  • the flank 22b has a radial depth ⁇ relative to the outer diameter surface 22a.
  • the radial depth ⁇ corresponds to the radial distance from the imaginary circle VC tangent to the outer diameter surface 22a to the flank 22b.
  • the radial depth ⁇ of the relief surface 22b is greatest at the center of the circumferential length of the relief surface 22b relative to the diameter of the outer diameter surface 22a, and is set to become smaller the further away from the center in the circumferential direction the position is.
  • the outer ring 20 is supported radially by the bearing seat 111 of the housing 110 at its outer diameter surface 22a.
  • the relief surface 22b creates a radial gap g between the relief surface 22b and the bearing seat 111 of the housing 110.
  • This radial gap g is a space that passes axially between the second outer peripheral portion 22 of the outer ring 20 and the bearing seat 111 of the housing 110. Note that the radial gap g in Figures 1 and 2 and the maximum radial depth ⁇ in Figure 3 are exaggerated in size.
  • the circumferential center of this load zone is the position where the maximum rolling element load occurs, and corresponds to the load direction of the radial load F (corresponding to the position on the extension of the arrow of the radial load F in Figure 1).
  • the second outer peripheral portion 22 of the outer ring 20 receives the radial load on the second raceway surface 21a via the rolling elements 30, and therefore elastically deforms in a wave-like manner.
  • the radial height of this wave is greatest at the circumferential center of the load zone, and decreases the further away from the circumferential center.
  • the maximum radial depth ⁇ of the flank surface 22b shown in Figure 3 is set to be greater than the maximum radial height of the aforementioned wave shape in the load-bearing zone of the rolling bearing 1 when the maximum radial load F is applied. Furthermore, the radial depth of the flank surface 22b gradually decreases from the center of the circumferential length of the flank surface 22b toward the end e of the outer diameter surface 22a so as not to exceed the reduction in the radial height of the wave shape corresponding to the aforementioned circumferential position.
  • the relief surface 22b is continuous between the circumferential ends e, e of the arc-shaped outer diameter surface 22a and is formed as a roughly arc-shaped surface along the axial direction.
  • the radius of curvature of this roughly arc-shaped surface is larger than that of the outer diameter surface 22a, and the center line (center of curvature) of this roughly arc-shaped surface is set at a position offset in one radial direction (downward in Figure 3) from the center line of the outer diameter surface 22a.
  • flank 22b is shown as an example, the shape of the flank is not limited.
  • the radial depth may be generally constant over substantially the entire circumferential length of the flank.
  • the contact surface pressure at that corner will become excessive, so it is preferable to smoothly connect the flank and the resin surface adjacent to it in the circumferential direction with a single or multiple curved surfaces.
  • the second outer peripheral portion 22 of the outer ring 20 is made up of the outer peripheral surface of the resin portion 25.
  • portions of the flank 22b that do not come into contact with the bearing seat 111 of the housing 110 and that can ensure a sufficient spatial distance for insulation between them and the bearing seat 111 do not necessarily need to be formed from the resin portion 25; it is also possible to expose the surface of the metal ring 24 in such portions. Because it is not possible to ensure a spatial distance near both circumferential ends of the flank 22b, it is sufficient to include at least such areas in the resin portion 25.
  • Preferred materials for the resin portion 25 include, for example, polyphenylene sulfide resin (PPS), polyamide resin (PA6T, PA10T, etc.), syndiotactic polystyrene resin (SPS), and liquid crystal polymer (LCP).
  • PPS polyphenylene sulfide resin
  • PA6T polyamide resin
  • PA10T polyamide resin
  • SPS syndiotactic polystyrene resin
  • LCP liquid crystal polymer
  • the radial depth ⁇ of the flank 22b is 0.1 mm or more and 2.5 mm or less.
  • the Young's modulus of resin is lower than that of steel, and when pressed down, it deflects more than steel.
  • the diameter of the circular outer surface of the steel metal ring 24 is set smaller, and the outer surface of the metal ring 24 is covered with the resin portion 25, making the outer ring 20 more susceptible to deflection due to the radial load F.
  • the radial depth ⁇ of the flank 22b needs to be set deeper than the radial depth of the flank if the entire outer ring 20 were made of steel.
  • a typical bearing inner diameter (equivalent to the inner diameter of inner diameter surface 12a) is between 30 mm and 40 mm, and the aforementioned specified radial load F satisfies (P/C) ⁇ 0.4. If the radial depth ⁇ is less than 0.1 mm, there is a concern that a non-contact area may not be secured between the flank surface 22b and the bearing seat surface 111 of the housing 110. Meanwhile, if the radial depth ⁇ exceeds 2.5 mm, an excessive radial gap g will be created.
  • Flush surfaces may be formed at multiple locations around the circumference.
  • one of the multiple flank surfaces distributed around the circumference will reach the load bearing zone early, thereby reducing the amount of creep of the outer ring.
  • a second width surface extending around the entire circumference with a resin portion even when flank surfaces are formed at multiple locations around the circumference, it is possible to integrate the resin portion with the outer ring by insert molding.
  • the resin portion 25 is made to a thickness of at least 0.8 mm.
  • the thickness t of the resin part 25 is sufficient to ensure the creepage distance between the housing 110 and the metal wheel 24. Due to the increasing power output of drive motors and other components in electric axle units, the system voltage of electric axle units is expected to rise to around 1000V in the future, in which case the potential difference between the rotating shaft 100 and the housing 110 is expected to be around 100V. Even with this potential difference, as long as the thickness t of the resin part 25 is 0.3mm or more, the creepage distance required for insulation can be ensured. Furthermore, even when taking into account the fluidity of the resin during molding, injection molding is possible if the thickness t of the resin part 25 is 0.3mm or more, preferably 0.4mm or more.
  • the resin portion 25 does not include a weld.
  • a weld is a relatively weak structure formed at the confluence of resin flows within a mold. Because there is a large difference between the linear expansion coefficient of the resin portion 25 and the linear expansion coefficient of the metal ring 24, circumferential stress due to this difference can occur in the resin portion 25. There is a limit to how much circumferential strength can be ensured by increasing the thickness t of the resin portion 25 in order to meet the demand for compactness. For this reason, it is undesirable for the resin portion 25 to include a weld, which is a locally weak portion.
  • a disc gate is used as the gate method for injecting resin into the cavity, and by simultaneously injecting resin from the disc gate in the axial direction around the entire circumference, a resin part 25 that does not contain welds can be achieved.
  • resin portion 25 In order to increase the strength of resin portion 25, it is preferable to use a resin such as the aforementioned PPS as the matrix resin, and to use a fiber-reinforced resin in which non-conductive fibers such as glass fibers or resin fibers are mixed as a filler in the matrix resin to form resin portion 25.
  • a resin such as the aforementioned PPS
  • a fiber-reinforced resin in which non-conductive fibers such as glass fibers or resin fibers are mixed as a filler in the matrix resin to form resin portion 25.
  • the fiber orientation degree is a degree defined as "1" when the filler contained in the resin portion 25 extends completely in the axial direction, "0.5” when the filler extends at a 45° angle to the circumferential direction, and "0" when the filler extends completely in the circumferential direction.
  • a fiber orientation degree of 0.92 or less corresponds to the filler extending at an angle of 82.8° to the circumferential direction.
  • the average fiber orientation degree mentioned above is the average value obtained by setting an arbitrary range on the outer diameter surface 22a of the resin portion 25, calculating the fiber orientation degree for all fillers within that range, and then averaging them. There is a concern that the fiber orientation degree may vary depending on the measurement location. Therefore, it is preferable that the measurement range include one axial end and the other axial end of the resin portion, and it is even more preferable to evaluate a portion where the circumferential measurement distance is 1 mm or more.
  • the rolling bearing 1 (see Figures 1 to 3) comprises an inner ring 10 having a first outer peripheral portion 11 including a first raceway surface 11a, a first inner peripheral portion 12 including an inner diameter surface 12a along the circumferential direction, and a first width surface 13 extending radially in a side portion between the first outer peripheral portion 11 and the first inner peripheral portion 12; an outer ring 20 having a second inner peripheral portion 21 including a second raceway surface 21a, a second outer peripheral portion 22 including an outer diameter surface 22a along the circumferential direction, and a second width surface 23 extending radially in a side portion between the second inner peripheral portion 21 and the second outer peripheral portion 22; and a plurality of rolling elements 30 arranged between the first raceway surface 11a and the second raceway surface 21a.
  • the second outer peripheral portion 22, which is one of the first inner peripheral portion 12 and the second outer peripheral portion 22, has a radial depth ⁇ relative to the outer diameter surface 22a included in the second outer peripheral portion 22 and further includes a flank 22b that divides the outer diameter surface 22a over its entire width. Therefore, when the second outer peripheral portion 22 of the outer ring 20 is clearance-fitted into the bearing seat 111 of the housing 110, a radial gap g can be created between the flank 22b and the bearing seat 111 of the housing 110. As a result, the rolling bearing 1 can block, at the flank 22b, the traveling waves generated in the second outer peripheral portion 22 by the rolling element load of the revolving rolling elements 30, thereby suppressing creep of the outer ring 20 due to the traveling waves.
  • the outer ring 20 has a metal ring 24 including the second raceway surface 21a and a resin portion 25 covering the metal ring 24, and the outer diameter surface 22a included in the second outer peripheral portion 22 (one peripheral portion) of the outer ring 20, the relief surface 22b, and the second width surface 23 continuous with the second outer peripheral portion 22 are formed by the resin portion 25.
  • the resin portion 25 insulates the second outer peripheral portion 22 of the outer ring 20 from the bearing seat surface 111 of the housing 110, and also insulates the second width surface 23 of the outer ring 20 from the abutting portion 112 of the housing 110, making it possible to suppress electrolytic corrosion of the inner and outer rings 10, 20 and the rolling elements 30 even in bearing support structures such as those used in electric axle units.
  • the rolling bearing 1 is able to suppress creep of the traveling wave type outer ring 20 while also suppressing electrolytic corrosion of the inner and outer rings 10, 20 and the rolling elements 30, making it suitable for use as a rolling bearing in electric axle units.
  • the outer ring 20 can be produced at low manufacturing costs using a simple manufacturing method in which the metal ring 24 is covered at the same time as the resin portion 25 is molded.
  • a radial gap g can be secured between the flank 22b and the bearing seat surface 111 of the housing 110 under the inner diameter and load conditions of typical rolling bearings incorporated into the drive motors and reducers of electric axle units.
  • the resin portion 25 is formed by insert molding using a disk gate, but it is also possible to perform insert molding using a single or multiple pinpoint gates.
  • a rolling bearing according to the second embodiment is shown in Figures 6 and 7. Note that the explanation of the second embodiment will focus only on the differences from the first embodiment.
  • the entire surface of the first inner peripheral portion 52 of the inner ring 50 and the entire surface of each first width surface 53, 53 are formed from a seamless resin portion 55.
  • the inner diameter surface 52a of the inner ring 50 and the bearing seat surface 101 of the rotating shaft 100 are clearance fit.
  • the first width surface 53 on one end of the inner ring 50 is supported in the axial direction by an abutment portion 102 provided on the rotating shaft 100.
  • the rolling bearing according to the second embodiment is able to both suppress creep of the traveling wave type inner ring 50 and suppress electrolytic corrosion of the inner and outer rings 50, 60 and the rolling elements 30, making it suitable for use in electric axle units.
  • the rolling bearing according to the second embodiment has gate marks G on the flank 52b, and the flank 52b does not contain a weld, making it less likely for the flank 52b to crack due to circumferential stress.
  • the radial depth of the flank 52b is 0.1 mm or more and 2.5 mm or less, so that a radial gap g can be secured between the flank 52b and the bearing seat surface 102 of the rotating shaft 100 under the inner diameter and load conditions of typical rolling bearings incorporated into the drive motors and reducers of electric axle units.
  • the resin portion 55 has a thickness of at least 0.8 mm, which allows the resin portion 55 to achieve sufficient insulation performance for use in an electric axle unit.
  • Figures 6 and 7 show examples of insert molding using one or more pinpoint gates, it is also possible to form the resin part 55 by insert molding using a disk gate. Because this type of rolling bearing does not include a weld in the resin part 55, cracking of the resin part 55 due to circumferential stress is less likely to occur.
  • a rolling bearing according to the third embodiment is shown in Figures 8 and 9. In explaining the third embodiment, we will only discuss the differences from the first embodiment.
  • the groove 22c extends circumferentially in the axial center of the second outer peripheral portion 22.
  • the outer diameter surface 22a of the outer ring 20 is formed on both axial sides of the groove 22c.
  • the groove 22c is adjacent to the outer diameter surface 22a in the axial direction along the entire circumferential length, and intersects with the relief surface 22b at the open groove ends on both circumferential ends. Therefore, the groove 22c is circumferentially connected to the radial gap g (see Figure 2).
  • the second outer peripheral portion 22 (one peripheral portion) of the outer ring 20 includes a groove 22c axially adjacent to the outer diameter surface 22a, and the groove 22c is formed from a resin portion 25. Therefore, oil supplied to the side of the rolling bearing enters the groove 22c of the second outer peripheral portion 22, which is clearance-fit with the bearing seat 111 of the housing 110, and spreads between the outer diameter surface 22a and the bearing seat 111 of the housing 110. As a result, an oil film is formed between the bearing seat 111 of the housing 110 and the outer diameter surface 22a of the outer ring 20, and this oil film reduces the coefficient of friction when the outer diameter surface 22a slides circumferentially against the bearing seat 111. Therefore, the rolling bearing according to the third embodiment can prevent wear of the outer diameter surface 22a and the bearing seat 111 of the housing 110, even if the outer ring 20 creeps.
  • a rolling bearing according to the fourth embodiment is shown in Figures 10 and 11. In explaining the fourth embodiment, we will only discuss the differences from the second embodiment.
  • the rolling bearing according to the fourth embodiment differs from the second embodiment only in that multiple grooves 52c are added to the resin portion 55.
  • Each groove 52c extends circumferentially in the axially intermediate portion of the first inner peripheral portion 52.
  • An inner diameter surface 52a is formed on both axial sides of each groove 52c.
  • Each groove 52c is adjacent to the inner diameter surface 52a in the axial direction along the entire circumferential length, and intersects with the relief surface 52b at the open groove ends on both circumferential ends. Therefore, each groove 52c is circumferentially connected to the radial gap (see Figure 6).
  • Rolling bearing 10 50 Inner ring 11, 51 First outer peripheral portion 11a, 51a First raceway surface 12, 52 First inner peripheral portion 12a, 52a Inner diameter surface 13, 53 First width surface 20, 60 Outer ring 21, 61 Second inner peripheral portion 21a, 61a Second raceway surface 22, 62 Second outer peripheral portion 22a, 62a Outer diameter surface 22b, 52b Relief surface 22c, 52c Groove 23 Second width surface 24, 54 Metal ring 25, 55 Resin part 30 Rolling element 100 Rotating shaft 110 of electric axle unit Housing G of electric axle unit Gate mark ⁇ Radial depth t Thickness of resin part

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Abstract

進行波型の内輪又は外輪のクリープの抑制と内外輪及び転動体の電食の抑制とを両立させることが可能で電動アクスルユニットに好適な転がり軸受を提供するため、内輪（１０）の内周部（１２）と外輪（２０）の外周部（２２）のうちの一方の周部（２２）が対応の内径面又は外径面（２２ａ）に対して径方向深さを有しかつ対応の内径面又は外径面（２２ａ）を全幅に亘って分断する逃げ面（２２ｂ）を含む。一方の周部（２２）を有する内輪又は外輪（２０）が軌道面（２１ａ）を含む金属輪（２４）と、金属輪（２４）を覆う樹脂部（２５）とを有する。一方の周部（２２）に含まれた内径面又は外径面（２２ａ）と、逃げ面（２２ｂ）と、一方の周部（２２）に連続する対応の幅面（２３）とが樹脂部（２５）によって形成されている。

Description

転がり軸受
　この発明は、転がり軸受に関する。
　例えば、電気自動車等の電動アクスルユニット（いわゆるｅ－Ａｘｌｅ）の駆動モータや減速機に備わる軸を転がり軸受でハウジングに対して回転自在に支持する場合、内輪の内径面又は外輪の外径面を嵌合相手である軸又はハウジングにすきまばめすることがある。
　近年、電動アクスルユニットのコンパクト化のため、ハウジングの薄肉化が進められている。外輪の外径面とハウジングがすきまばめされる場合、ハウジングが薄肉化されると、転がり軸受の荷重負荷圏における外輪とハウジングの接触領域が周方向に長くなる。このため、転がり軸受の回転中に外輪の外径面に発生する進行波により外輪がハウジングに対して転動体の公転方向に移送させられる機序のクリープが発生する懸念は高くなる。この機序のクリープを抑制する対策として、内輪の内径面（軸に対する嵌め合い面）又は外輪の外径面（ハウジングに対する嵌め合い面）を全幅に亘って分断するように逃げ面を形成することが提案されている（特許文献１～３）。
　特許文献１～３で提案された逃げ面は、内輪の内径面又は外輪の外径面に接する仮想円に対して径方向深さを有し、相手部材である軸又はハウジングとの間に径方向隙間を形成する。転がり軸受に最大のラジアル荷重が負荷された場合でも、逃げ面と相手部材との間に径方向の隙間が残る。このため、前述の機序のクリープが発生しても、クリープによって内輪又は外輪の逃げ面が荷重負荷圏に到達すると、逃げ面のところで進行波が遮断されるので、クリープが抑制される。
特開２０２０－４５９８７号公報 特許第７１０８５６９号公報 特開２０２０－１９０２８９号公報
　近年、電動アクスルユニットの駆動モータは、インバータ制御され、その駆動力の高出力化が進められている。このため、将来的には、駆動モータ及び減速機を収容するハウジングと、駆動モータの軸や減速機の軸との間で発生する電位差が高くなり、その軸をハウジングに対して支持する転がり軸受の転動体と軌道面間で放電が起こり、転動体や軌道面に電食が発生する懸念が高まることが予想される。
　特許文献１～３においては、転がり軸受の電食を抑制することについて言及されていない。
　特許文献１においては、内輪又は外輪を削って逃げ面を形成することが開示されているに過ぎない。
　特許文献２においては、軌道面等を含む金属輪の内周部又は外周部にリン酸塩処理で下地膜を形成し、樹脂ベースバインダーにＰＴＦＥを混在させた樹脂固体潤滑剤を下地膜上に一回塗り又は重ね塗りするか、下地膜を省いて金属輪の内周面又は外周面に樹脂固体潤滑剤を一回又は重ね塗りことにより、内輪の内径面及び逃げ面又は外輪の外径面及び逃げ面を形成することが開示されている。この場合、それらリン酸塩の下地膜や樹脂固体潤滑膜は絶縁を有するので、結果的に、内輪の内周部と軸間又は外輪の外周部とハウジング間が絶縁されることはあり得る。
　しかしながら、特許文献２に開示された転がり軸受は、内輪の内径面及び逃げ面又は外輪の外径面及び逃げ面を樹脂固体潤滑膜等で形成しただけであり、内輪の幅面又は外輪の幅面を塗膜等で覆っていない。電動アクスルユニットのモータ軸や減速機の伝達軸を支持する転がり軸受は、一般に、内輪の幅面又は外輪の幅面が対応の軸の突き合い部又はハウジングの突き合い部に軸方向に支持される。このような軸受支持構造に特許文献２に開示された転がり軸受を採用した場合、内輪の幅面又は外輪の幅面と対応の軸又はハウジング間で絶縁されないため、前述の電食を抑制することができない。
　特許文献３においては、内輪又は外輪を金属輪と肉盛り部材とで構成し、肉盛り部材を金属輪に固定することで内輪の内径面及び逃げ面又は外輪の外径面及び逃げ面を形成し、その肉盛り部材を樹脂の一体成形品とした転がり軸受が開示されている。この転がり軸受を前述の軸受支持構造に採用した場合、結果的に、内輪の内周部と軸間又は外輪の外周部とハウジング間が絶縁されることはあり得るが、内輪の幅面又は外輪の幅面と対応の軸の突き合い部又はハウジングの突き合い部間で絶縁されないため、やはり前述の電食を抑制することができない。
　上述の背景に鑑み、この発明が解決しようとする課題は、進行波型の内輪又は外輪のクリープの抑制と内外輪及び転動体の電食の抑制とを両立させることが可能で電動アクスルユニットに好適な転がり軸受を提供することにある。
　上記の課題を達成するため、この発明は、第一の軌道面を含む第一の外周部と、円周方向に沿った内径面を含む第一の内周部と、前記第一の外周部と前記第一の内周部との間の側面部位で径方向に延びる第一の幅面とを有する内輪と、第二の軌道面を含む第二の内周部と、円周方向に沿った外径面を含む第二の外周部と、前記第二の内周部と前記第二の外周部との間の側面部位で径方向に延びる第二の幅面とを有する外輪と、前記第一の軌道面と前記第二の軌道面との間に配置された複数の転動体とを備え、前記第一の内周部と前記第二の外周部のうちの一方の周部が、前記一方の周部に含まれた前記内径面又は前記外径面に対して径方向深さを有しかつ前記内径面又は前記外径面を全幅に亘って分断する逃げ面をさらに含み、前記内輪又は前記外輪が、前記内輪の前記第一の軌道面又は前記外輪の前記第二の軌道面を含む金属輪と、前記金属輪を覆う樹脂部とを有する転がり軸受において、前記一方の周部に含まれた前記内径面又は前記外径面と、前記逃げ面と、前記一方の周部に連続する前記第一の幅面又は前記第二の幅面とが、前記樹脂部によって形成されている、という構成１を採用した。
　上記構成１によると、逃げ面を含む一方の周部である内輪の第一の内周部又は外輪の第二の外周部を対応の軸又はハウジングにすきまばめすることが可能である。そうすると、その逃げ面と対応の軸又はハウジングとの間に径方向隙間が生じる。このため、当該第一の内周部又は当該第二の外周部に生じる進行波を逃げ面のところで遮断し、進行波による当該内輪又は当該外輪のクリープを抑制することが可能である。また、一方の周部を有する当該内輪又は当該外輪と対応の軸又はハウジングとの間を樹脂部で絶縁するとともに、当該内輪の第一の幅面又は当該外輪の第二の幅面と対応の軸の突き合い部又はハウジングの突き合い部との間でも樹脂部で絶縁することが可能である。したがって、電動アクスルユニットで採用されているような軸受支持構造においても内外輪及び転動体の電食を抑制することが可能である。このように、上記構成１によると、進行波型の内輪又は外輪のクリープの抑制と内外輪及び転動体の電食の抑制とを両立させることが可能で電動アクスルユニットに好適な転がり軸受を提供することができる。
　上記構成１において、前記樹脂部が前記金属輪と一体化している、という構成２を採用することができる。
　上記構成２によると、製造コストを抑えた内輪又は外輪にすることができる。
　上記構成２において、前記樹脂部にウェルドを含まない、という構成３を採用することができる。
　上記構成３によると、脆弱部となるウェルドが樹脂部に含まれないため、樹脂部の割れを起こりにくくすることができる。
　上記構成２において、前記逃げ面にゲート痕があり、前記逃げ面にウェルドを含まない、という構成４を採用することができる。
　上記構成４によると、逃げ面の割れを起こりにくくすることができる。
　上記構成１から４のいずれか１つにおいて、前記一方の周部に含まれた前記内径面又は前記外径面を覆う樹脂部が、周方向に延びる溝を含む、という構成５を採用することができる。
　一般に、電動アクスルユニットでは、転がり軸受の外部から転がり軸受の側面に油を供給する跳ねかけ、油浴等の油潤滑方式で転がり軸受が使用される。上記構成５を採用する、転がり軸受の側面に供給された油が軸又はハウジングとすきまばめされた一方の周部の溝に入り込み、一方の周部に含まれた内径面又は外径面と、対応の軸又はハウジングとの間に広がる。このため、一方の周部を有する内輪又は外輪がクリープしても、その内径面又は外径面や対応の軸又はハウジングの摩耗を防止することができる。
　上記構成５において、前記溝が前記逃げ面に交差する、という構成６を採用することができる。
　上記構成６によると、前述の油が豊富な径方向隙間から溝で油を導き、一方の周部と対応の軸又はハウジングとの間の潤滑に貢献させることができる。
　上記構成１から６のいずれか１つにおいて、前記逃げ面の径方向深さが０．１ｍｍ以上２．５ｍｍ以下である、という構成７を採用することができる。
　上記構成７によると、電動アクスルユニットの駆動モータや減速機に組み込まれる一般的な転がり軸受の内径、荷重条件において逃げ面と対応の軸又はハウジングとの間に径方向隙間を確保することができる。
　上記構成１から７のいずれか１つにおいて、前記樹脂部が少なくとも０．８ｍｍの厚さを有する、という構成８を採用することができる。
　上記構成８によると、電動アクスルユニット用途に十分な絶縁性能を樹脂部で実現することができる。
　上記構成１から８のいずれか１つにおいて、電動アクスルユニットに備わる回転軸とハウジングとの間に配置されている、という構成９を採用することができる。
　上述のように、この発明は、上記構成１の採用により、進行波型の内輪又は外輪のクリープの抑制と内外輪及び転動体の電食の抑制とを両立させることが可能で電動アクスルユニットに好適な転がり軸受を提供することができる。
この発明の第一実施形態に係る転がり軸受を図２のＩ－Ｉの切断面で示す部分縦断正面図 図１の転がり軸受を示す側面図 第一実施形態に係る外輪の側面図 繊維配向度の定義を示す模式図 図１の外輪の変更例を示す斜視図 この発明の第二実施形態に係る転がり軸受を示す部分縦断正面図 図６の内輪の斜視図 この発明の第三実施形態に係る転がり軸受を示す部分縦断正面図 図８の外輪の斜視図 この発明の第四実施形態に係る転がり軸受を示す部分縦断正面図 図１０の内輪の斜視図
　この発明に係る一例としての第一実施形態に係る転がり軸受を添付図面の図１から図４に基づいて説明する。
　図１、図２に示す転がり軸受１は、回転軸１００と、ハウジング１１０との間に配置されている。転がり軸受１の軸受内径は、例えば３０ｍｍから４５ｍｍの範囲とすることができる。
　ここでは、転がり軸受１の軸受中心軸に沿った方向のことを「軸方向」という。また、その軸受中心軸回りに一周する円周に沿った方向のことを「円周方向」という。また、その軸受中心軸に直交する方向のことを「径方向」という。
　ハウジング１１０は、自動車用の電動アクスルユニットに備わる交流駆動モータ、減速機等を収容するものであり、モータケース部、ギアケース部等を含む一又は複数の部材からなる。回転軸１００は、ハウジング１１０に対して回転するものであり、前述の交流駆動モータのモータ軸、又は減速機の伝達軸である。
　転がり軸受１の側面に油が供給される。
　回転軸１００とハウジング１１０は、それぞれ円周方向に延びる円筒面状の軸受座面１０１、１１１を有する。なお、図１、図２において、転がり軸受１の軸受中心軸と、軸受座面１０１、１１１の各中心線とは同軸上に位置する。
　転がり軸受１は、内輪１０と、外輪２０と、複数の転動体３０と、これら転動体３０を保持する保持器４０とを備える。転がり軸受１は、ハウジング１１０に対して回転軸１００を回転自在に支持し、回転軸１００とハウジング１１０間で作用するラジアル荷重を受ける。図２では、転がり軸受１の運転中、軸受座面１０１、１１０間で転がり軸受１に一方向のラジアル荷重Ｆが負荷される場合を例示している。
　内輪１０は、第一の軌道面１１ａを含む第一の外周部１１と、円周方向に沿った内径面１２ａを含む第一の内周部１２と、第一の外周部１１と第一の内周部１２との間の側面部位で径方向に延びる第一の幅面１３、１３とを有する。二つの第一の幅面１３、１３は、内輪１０の軸方向幅の両端上に位置し、それぞれ径方向に沿った円環面状になっている。第一の幅面１３、１３の外周縁は第一の外周部１１と交差し、第一の幅面１３、１３の内周縁は第一の内周部１２と交差している。
　内輪１０の内径面１２ａと回転軸１００の軸受座面１０１は、しまりばめされている。
　外輪２０は、第二の軌道面２１ａを含む第二の内周部２１と、円周方向に沿った外径面２２ａを含む第二の外周部２２と、第二の内周部２１と第二の外周部２２との間の側面部位で径方向に延びる第二の幅面２３、２３とを有する。二つの第二の幅面２３、２３は、外輪２０の軸方向幅の両端上に位置し、それぞれ径方向に沿った円環面状になっている。第二の幅面２３、２３の外周縁は第二の外周部２２と交差し、第二の幅面２３、２３の内周縁は第二の内周部２１と交差している。
　外輪２０の外径面２２ａとハウジング１１０の軸受座面１１１とは、すきまばめされている。外輪２０の一端側の第二の幅面２３は、ハウジング１１０に設けられた突き合い部１１２によって軸方向に支持される。
　転動体３０は、玉からなる。
　第一の軌道面１１ａと第二の軌道面２１ａは、それぞれ断面円弧状の軌道溝になっている。
　転がり軸受１は、深溝玉軸受に構成されている。
　外輪２０の第二の外周部２２は、外径面２２ａを軸方向の全幅に亘って分断する逃げ面２２ｂをさらに含む。逃げ面２２ｂは、外径面２２ａに対して径方向深さδを有する。径方向深さδは、外径面２２ａに接する仮想円ＶＣから逃げ面２２ｂまでの径方向間隔に相当する。
　図３に示すように、逃げ面２２ｂの径方向深さδは、外径面２２ａの径寸に対して逃げ面２２ｂの円周方向長さの中央部で最大となり、かつ当該中央部から円周方向に遠い位置である程に小さく設定されている。
　外輪２０は、外径面２２ａにおいてハウジング１１０の軸受座面１１１に径方向に支持される。逃げ面２２ｂは、図１、図２に示すように、逃げ面２２ｂとハウジング１１０の軸受座面１１１との間に径方向隙間ｇを生じさせる。その径方向隙間ｇは、外輪２０の第二の外周部２２とハウジング１１０の軸受座面１１１との間を軸方向に貫通する空間である。なお、図１、図２の径方向隙間ｇ、図３の最大の径方向深さδは、それぞれ図示する大きさを誇張して描いている。
　転動体３０にラジアル荷重が負荷される転がり軸受１の荷重負荷圏は、転がり軸受１の略半周に及ぶ。その荷重負荷圏の円周方向中央部は、最大転動体荷重となる位置であり、そのラジアル荷重Ｆの荷重方向に対応する（図１においてラジアル荷重Ｆの矢線方向延長上の位置に相当）。外輪２０の第二の外周部２２は、その荷重負荷圏において転動体３０を介してラジアル荷重を第二の軌道面２１ａで受けるため、波状に弾性変形する。その波状の径方向高さは、その荷重負荷圏の円周方向中央部で最大となり、その円周方向中央部から遠くなる程に小さくなる。
　逃げ面２２ｂは、転がり軸受１に所定のラジアル荷重Ｆが負荷された場合の荷重負荷圏において、逃げ面２２ｂとハウジング１１０の軸受座面１１１との間に全幅に亘って非接触領域を確保することができるように形成すればよい。電動アクスルユニットのモータ軸、減速機の伝達軸を支持する玉軸受の場合、一般に、（玉軸受に負荷される等価荷重：Ｐ／玉軸受の基本動定格荷重：Ｃ）≦０．４を満足する範囲内でラジアル荷重が負荷される。したがって、前述の所定のラジアル荷重Ｆとして、転がり軸受１のＰ／Ｃ＝０．４を想定しておけば、一般に、前述の非接触領域を確保することができると考えられる。
　図３に示す逃げ面２２ｂの最大の径方向深さδは、最大のラジアル荷重Ｆを負荷された場合の転がり軸受１の荷重負荷圏において、前述の波状の最大の径方向高さよりも大きく設定されている。また、逃げ面２２ｂの径方向深さは、前述の円周方向位置に応じた波状の径方向高さ減少分を超えないように、逃げ面２２ｂの円周方向長さの中央部から外径面２２ａの端ｅに向かって次第に小さくなっている。
　図示例において、逃げ面２２ｂは、円孤面状の外径面２２ａの円周方向両端ｅ，ｅ間に連続し、軸方向に沿った略円弧面状に形成されている。その略円弧面状の曲率半径は、外径面２２ａよりも大きく、その略円弧面状の中心線（曲率中心）は、外径面２２ａの中心線から径方向の一方向（図３において下方向）にずれた位置に設定されている。
　逃げ面２２ｂの円周方向長さは、軸受中心軸回りの角度αで規定することができる。ここで、図１に示す転動体３０間のピッチ角度をθとしたとき、図３に示す逃げ面２２ｂの円周方向長さに対応の角度αは、例えば、０＜α≦２θに設定することができる。ラジアル荷重によって外輪２０のたわんだ際にも外輪２０とハウジング１１０の軸受座面１１１とが接触しないようにするため、０．５θ≦α≦θに設定することが好ましい。
　なお、略円孤面状の逃げ面２２ｂを例示したが、逃げ面の形状は限定されない。例えば、逃げ面の円周方向長さの略全長に亘って径方向深さを概ね一定にしてもよい。ただし、逃げ面の円周方向端から段差があって線状の角が生じると、その角上で接触面圧が過大になるので、逃げ面と、これに円周方向に隣接する樹脂表面とを単一又は複数の曲面で滑らかに連続させることが好ましい。
　外輪２０は、第二の軌道面２１ａを含む金属輪２４と、金属輪２４を覆う樹脂部２５とで構成されている。
　外輪２０の第二の外周部２２は、樹脂部２５の外周面からなる。第二の外周部２２に含まれた外径面２２ａの全面及び逃げ面２２ｂの全面、並びに各第二の幅面２３の全面は、繋ぎ目の樹脂部２５によって形成されている。
　外輪２０の第二の内周部２１は、金属輪２４の内周面と、樹脂部２５の軸方向両端の内周面とで構成されている。
　樹脂部２５は、インサート成形によって金属輪２４を覆っている。インサート成形を行えば、外径面２２ａ、逃げ面２２ｂ、第二の幅面２３を含む一層の樹脂部２５を一度に成形するのと同時に金属輪２４と一体化することができるため、特許文献２のように複数段階に分けて複数層の絶縁層を形成する場合に比して、外輪の製造工程が少ないため、外輪２０の製造コストを抑えることができる。
　なお、インサート成形された樹脂部２５の表面に高い寸法精度が要求される場合は、研削等の適宜の後加工により所要の寸法に仕上げてもよい。
　また、逃げ面２２ｂのうち、ハウジング１１０の軸受座面１１１と接触することがなく、その軸受座面１１１との間に絶縁に十分な空間距離を確保することができる部位については、樹脂部２５で形成することは必須でなく、このような部位は金属輪２４の表面を露出させることも可能である。逃げ面２２ｂの円周方向両端近傍で空間距離を確保することができないため、このような領域を少なくとも樹脂部２５に含めればよい。
　ただし、電動アクスルユニットにおいては減速機の歯車等の劣化等によって金属粉が発生し、その金属粉がハウジング１１０の軸受座面１１１と逃げ面２２ｂとの間の径方向隙間ｇに入り込み、この間に留まったり、引っ掛かったりする可能性がある。逃げ面の一部が金属輪の表面からなる場合、その金属粉を介して軸受座面と金属輪とが電気的に接続されてしまう懸念がある。この懸念を無くすため、外輪２０のように逃げ面２２ｂの全面を樹脂部２５で形成することが好ましく、より好ましくは第二の外周部２２の全面を樹脂部２５で形成するとよい。
　樹脂部２５の材料として、例えば、ポリフェニレンサルファイド樹脂（ＰＰＳ）、ポリアミド樹脂（ＰＡ６Ｔ、ＰＡ１０Ｔ等）、シンジオタクチックポリスチレン樹脂（ＳＰＳ）、液晶ポリマー（ＬＣＰ）などが好ましい。
　逃げ面２２ｂの径方向深さδは、０．１ｍｍ以上２．５ｍｍ以下である。樹脂のヤング率は鋼よりもヤング率が低く、押さえつけられた時のたわみが鋼よりも大きく生じる。一般的な鋼製の外輪に比して、鋼製の金属輪２４の円形の外周面の直径を小さく設定し、金属輪２４の外周面を樹脂部２５で覆う分、外輪２０はラジアル荷重Ｆによってたわみ易くなる。このため、逃げ面２２ｂの径方向深さδは、外輪２０の全体を鋼で形成する場合の逃げ面の径方向深さに比して深く設定する必要がある。電動アクスルユニットのモータ軸や減速機の伝達軸を支持する用途で一般的な軸受内径（内径面１２ａの内径相当）：３０ｍｍ以上４０ｍｍ以下で前述の所定のラジアル荷重Ｆが（Ｐ／Ｃ）≦０．４を満足する使用条件においては、径方向深さδが０．１ｍｍ未満である場合、逃げ面２２ｂとハウジング１１０の軸受座面１１１との間で非接触領域を確保できない懸念がある一方、径方向深さδが２．５ｍｍを超える場合、過大な径方向隙間ｇを生じさせることになる。
　なお、逃げ面は、円周方向の複数箇所に形成されていてもよい。この場合、進行波型の外輪のクリープが発生したとき、円周方向に分散配置された複数の逃げ面のいずれか一面が荷重負荷圏に早期に到達するので、外輪のクリープ量を小さくすることができる。樹脂部で円周方向全周に延びる第二の幅面を形成する場合、円周方向の複数箇所に逃げ面を形成する場合であっても、インサート成形で樹脂部を外輪に一体化させることが可能である。
　外輪２０の金属輪２４とハウジング１１０との間で樹脂部２５による良好な絶縁性を確保するため、樹脂部２５は、少なくとも０．８ｍｍの厚さに設けられている。
　樹脂部２５の厚さｔでハウジング１１０と金属輪２４との間の沿面距離を確保すればよい。電動アクスルユニットの駆動モータ等の高出力化のため、電動アクスルユニットのシステム電圧は将来的に１０００Ｖ程度まで高くなり、この場合、回転軸１００とハウジング１１０間の電位差は１００Ｖ程度になると予想される。この電位差であっても樹脂部２５の厚さｔが０．３ｍｍ以上あれば、絶縁に要する沿面距離を設けることができる。また、成形時の樹脂流動性を考慮しても、樹脂部２５の厚さｔが０．３ｍｍ以上、好ましくは０．４ｍｍ以上あれば射出成形が可能である。
　樹脂部２５は、ウェルドを含まない。ウェルドは、金型内で流動する樹脂の合流部に形成される比較的脆弱な組織部である。樹脂部２５の線膨張係数と金属輪２４の線膨張係数との差が大きいため、その差に基づく円周方向応力が樹脂部２５に生じ得る。樹脂部２５の厚さｔを厚く設定して円周方向の強度を確保することは、コンパクト化の要求に応えるために限界がある。このため、樹脂部２５が局所的に脆弱部なウェルドを含むことは好ましくない。
　樹脂部２５の形状を転写する金型のキャビティに金属輪２４を配置して樹脂部２５をインサート成形する際にキャビティに樹脂を射出するゲート方式としてディスクゲートを採用し、樹脂をディスクゲートから全周に亘って軸方向に同時的に射出すれば、ウェルドを含まない樹脂部２５を実現することができる。
　樹脂部２５の強度を高めるため、前述のＰＰＳ等の樹脂をマトリックス樹脂とし、そのマトリックス樹脂に混在させるフィラーとしてガラス繊維、樹脂繊維等の非導電性の繊維を用いた繊維強化樹脂を樹脂部２５の材料にすることが好ましい。
　繊維強化樹脂を前述のようにディスクゲートから射出したとき、樹脂部２５に含まれる前述のフィラーの平均繊維配向度（図４参照）が１．０であると、前述の円周方向応力に対して十分な強度がなくなり、樹脂部２５に割れが発生する懸念がある。これを避けるため、平均繊維配向度は、０．９２以下であることが好ましい。
　ここで、繊維配向度は、樹脂部２５に含まれるフィラーが完全に軸方向に延びている場合の値を「１」、円周方向に対してフィラーが４５°の方向に延びている場合の値を「０．５」、フィラーが完全に円周方向に延びている場合の値を「０」と定義したときの度数である。繊維配向度が０．９２以下であることは、フィラーが円周方向に対して８２．８°の方向に延びていることに相当する。前述の平均繊維配向度は、樹脂部２５の外径面２２ａに任意の範囲を設定し、その範囲内の全てのフィラーについて繊維配向度を算出し、平均化した値である。繊維配向度は測定する箇所によりばらつきが生じる懸念がある。したがって、測定範囲は、樹脂部の軸方向一端と他端を含むことが好ましく、周方向の測定距離が１ｍｍ以上となる部分を評価することがさらに好ましい。
　なお、前述の範囲における各フィラーの繊維配向度の算出は、円柱フィッテングによる繊維配向抽出を行う。すなわち、前述の範囲の画像を解析して一本のフィラーを一個の円柱として抽出し、一個の円柱が円周方向に対して何度傾いているかを確認し、その確認した角度から一本のフィラーの繊維配向度を算出する。円柱フィッテングによる繊維配向抽出は、次の文献において詳細に開示されている。
　　鈴木亨・杉田寿夫・瀬戸雅宏・柿島浩徳・田中宏明・山部昌．成形加工．一般社団法人　プラスチック成形加工学会．２０１６，２８（６），ｐ．２３９－２４６
　転がり軸受１は（図１～図３参照）、上述のように、第一の軌道面１１ａを含む第一の外周部１１と、円周方向に沿った内径面１２ａを含む第一の内周部１２と、第一の外周部１１と第一の内周部１２との間の側面部位で径方向に延びる第一の幅面１３とを有する内輪１０と、第二の軌道面２１ａを含む第二の内周部２１と、円周方向に沿った外径面２２ａを含む第二の外周部２２と、第二の内周部２１と第二の外周部２２との間の側面部位で径方向に延びる第二の幅面２３とを有する外輪２０と、第一の軌道面１１ａと第二の軌道面２１ａとの間に配置された複数の転動体３０とを備えるものである。
　転がり軸受１は、第一の内周部１２と第二の外周部２２のうちの一方の周部である第二の外周部２２が第二の外周部２２に含まれた外径面２２ａに対して径方向深さδを有しかつ外径面２２ａを全幅に亘って分断する逃げ面２２ｂをさらに含むため、外輪２０の第二の外周部２２をハウジング１１０の軸受座面１１１にすきまばめすると、その逃げ面２２ｂとハウジング１１０の軸受座面１１１との間に径方向隙間ｇを生じさせることができる。このため、転がり軸受１は、公転する転動体３０の転動体荷重によって第二の外周部２２に生じる進行波を逃げ面２２ｂのところで遮断し、進行波による外輪２０のクリープを抑制することができる。
　また、転がり軸受１は、外輪２０が第二の軌道面２１ａを含む金属輪２４と、金属輪２４を覆う樹脂部２５とを有し、外輪２０の第二の外周部２２（一方の周部）に含まれた外径面２２ａと、逃げ面２２ｂと、第二の外周部２２に連続する第二の幅面２３とが樹脂部２５によって形成されているので、外輪２０の第二の外周部２２とハウジング１１０の軸受座面１１１との間を樹脂部２５で絶縁するとともに、外輪２０の第二の幅面２３とハウジング１１０の突き合い部１１２との間でも樹脂部２５で絶縁し、電動アクスルユニットで採用されているような軸受支持構造においても内外輪１０、２０及び転動体３０の電食を抑制することができる。
　このように、転がり軸受１は、進行波型の外輪２０のクリープの抑制と内外輪１０、２０及び転動体３０の電食の抑制とを両立させることが可能で電動アクスルユニットに好適な転がり軸受として提供することができる。
　また、転がり軸受１は、樹脂部２５がインサート成形によって金属輪２４と一体化しているので、樹脂部２５の成形と同時に金属輪２４を覆う簡単な製法で製造コストを抑えた外輪２０にすることができる。
　また、転がり軸受１は、樹脂部２５にウェルドを含まないため、周方向応力による樹脂部２５の割れを起こりにくくすることができる。
　また、転がり軸受１は、逃げ面２２ｂの径方向深さδが０．１ｍｍ以上２．５ｍｍ以下であるので、電動アクスルユニットの駆動モータや減速機に組み込まれる一般的な転がり軸受の内径、荷重条件において逃げ面２２ｂとハウジング１１０の軸受座面１１１との間に径方向隙間ｇを確保することができる。
　また、転がり軸受１は、樹脂部２５が少なくとも０．８ｍｍの厚さｔを有するので、電動アクスルユニット用途に十分な絶縁性能を樹脂部２５で実現することができる。
　転がり軸受１では、ディスクゲートを用いたインサート成形によって樹脂部２５を形成した例を示したが、一点又は複数点のピンポイントゲートを用いてインサート成形を行うことも可能である。
　この場合、図５に示すように、ピンゲートの位置すなわち外輪２０におけるゲート痕Ｇの位置を逃げ面２２ｂ上に設定することにより、ウェルドを逃げ面２２ｂとは異なる部位、例えば外径面２２ａを形成する樹脂部分のみに配置することが可能である。なお、複数のピンゲートを採用する場合、逃げ面２２ｂ上に一点のピンゲートを設定し、他のピンゲートを逃げ面２２ｂから円周方向に十分に離れた位置に設定すればよい。
　このように、逃げ面２２ｂにゲート痕Ｇがあり、逃げ面２２ｂにウェルドを含まないことにより、周方向応力による逃げ面２２ｂの割れを起こりにくくすることができる。
　第二実施形態に係る転がり軸受を図６、図７に示す。なお、第二実施形態の説明では、第一実施形態との相違点を述べるに留める。
　図６、図７に示す内輪５０は、第一の軌道面５１ａを含む第一の外周部５１と、第一の内径面５２ａを含む第一の内周部５２と、両端の第一の幅面５３、５３とを金属輪５４と樹脂部５５とで形成したものである。外輪６０は、第二の軌道面６１ａを含む第二の内周部６１と、第二の外径面６２ａを含む第二の外周部６２とを含む金属輪からなる。
　内輪５０の第一の内周部５２の全面と各第一の幅面５３、５３の全面は、繋ぎ目のない樹脂部５５によって形成されている。
　内輪５０の内径面５２ａと回転軸１００の軸受座面１０１は、すきまばめされている。内輪５０の一端側の第一の幅面５３は、回転軸１００に設けられた突き合い部１０２によって軸方向に支持される。
　第一の内周部５２に含まれた逃げ面５２ｂと回転軸１００の軸受座面１０１との間に径方向隙間ｇが確保されている。なお、逃げ面５２ｂの形状や作用効果は、径方向に関して第一実施形態の逆の関係に成立する。
　外輪６０の外径面６２ａとハウジング１１０の軸受座面１１１は、しまりばめされている。
　図６に示すように、インサート成形時のピンゲートの位置に対応するゲート痕Ｇは、逃げ面５２ｂ上にあり、逃げ面５２ｂにウェルドを含まない。
　なお、前述の平均繊維配向度については、内径面５２ａに任意の範囲を設定する点で異なるのみである。
　第二実施形態に係る転がり軸受は、上述のように、第一の内周部５２と第二の外周部６２のうちの一方の周部である第一の内周部５２が第一の内周部５２に含まれた内径面５２ａに対して径方向深さを有しかつ内径面５２ａを全幅に亘って分断する逃げ面５２ｂをさらに含むため、内輪５０の第一の内周部５２を回転軸１００の軸受座面１０１にすきまばめすると、その逃げ面５２ｂと回転軸１００の軸受座面１０１との間に径方向隙間ｇを生じさせることができる。このため、第二実施形態に係る転がり軸受は、公転する転動体３０の転動体荷重によって第一の内周部５２に生じる進行波を逃げ面５２ｂのところで遮断し、進行波による内輪５０のクリープを抑制することができる。
　また、第二実施形態に係る転がり軸受は、内輪５０が第一の軌道面５１ａを含む金属輪５４と、金属輪５４を覆う樹脂部５５とを有し、内輪５０の第一の内周部５２（一方の周部）に含まれた内径面５２ａと、逃げ面５２ｂと、第一の内周部５２に連続する第一の幅面５３とが樹脂部５５によって形成されているので、内輪５０の第一の内周部５２と回転軸１００の軸受座面１０１との間を樹脂部５５で絶縁するとともに、内輪５０の第一の幅面５３と回転軸１００の突き合い部１０２との間でも樹脂部５５で絶縁し、電動アクスルユニットで採用されているような軸受支持構造においても内外輪５０、６０及び転動体３０の電食を抑制することができる。
　このように、第二実施形態に係る転がり軸受は、進行波型の内輪５０のクリープの抑制と内外輪５０、６０及び転動体３０の電食の抑制とを両立させることが可能で電動アクスルユニットに好適な転がり軸受として提供することができる。
　また、第二実施形態に係る転がり軸受は、樹脂部５５がインサート成形によって金属輪５４と一体化しているので、樹脂部５５の成形と同時に金属輪５４を覆う簡単な製法で製造コストを抑えた内輪５０にすることができる。
　また、第二実施形態に係る転がり軸受は、逃げ面５２ｂにゲート痕Ｇがあり、逃げ面５２ｂにウェルドを含まないことにより、周方向応力による逃げ面５２ｂの割れを起こりにくくすることができる。
　また、第二実施形態に係る転がり軸受は、逃げ面５２ｂの径方向深さが０．１ｍｍ以上２．５ｍｍ以下であるので、電動アクスルユニットの駆動モータや減速機に組み込まれる一般的な転がり軸受の内径、荷重条件において逃げ面５２ｂと回転軸１００の軸受座面１０２との間に径方向隙間ｇを確保することができる。
　また、第二実施形態に係る転がり軸受は、樹脂部５５が少なくとも０．８ｍｍの厚さを有するので、電動アクスルユニット用途に十分な絶縁性能を樹脂部５５で実現することができる。
　図６、図７では、一点又は複数点のピンポイントゲートを用いてインサート成形を行う場合を例示したが、ディスクゲートを用いたインサート成形によって樹脂部５５を形成することも可能である。このような転がり軸受は、樹脂部５５にウェルドを含まないため、周方向応力による樹脂部５５の割れを起こりにくくすることができる。
　第三実施形態に係る転がり軸受を図８、図９に示す。第三実施形態の説明では、第一実施形態との相違点を述べるに留める。
　第三実施形態に係る転がり軸受は、樹脂部２５に溝２２ｃを追加した点でのみ第一実施形態と相違するものである。
　溝２２ｃは、第二の外周部２２の軸方向中央部において円周方向に沿って延びている。外輪２０の外径面２２ａは、溝２２ｃに対して軸方向両側にそれぞれ形成されている。溝２２ｃは、外径面２２ａの円周方向の全長に亘って軸方向に隣接し、その円周方向両端の開放溝端において逃げ面２２ｂと交差する。このため、溝２２ｃは径方向隙間ｇ（図２参照）に円周方向に連通する。
　第三実施形態に係る転がり軸受（図２、図８、図９参照）は、外輪２０の第二の外周部２２（一方の周部）が外径面２２ａに軸方向に隣接する溝２２ｃを含み、溝２２ｃが樹脂部２５によって形成されているので、転がり軸受の側面に供給された油がハウジング１１０の軸受座面１１１とすきまばめされた第二の外周部２２の溝２２ｃに入り込み、外径面２２ａとハウジング１１０の軸受座面１１１との間に広がる。このため、ハウジング１１０の軸受座面１１１と外輪２０の外径面２２ａとの間に油膜が形成され、その油膜により軸受座面１１１に対して外径面２２ａが円周方向に摺動する際の摩擦係数が減少する。したがって、第三実施形態に係る転がり軸受は、外輪２０がクリープしても、その外径面２２ａやハウジング１１０の軸受座面１１１の摩耗を防止することができる。
　また、第三実施形態に係る転がり軸受は、溝２２ｃが逃げ面２２ｂに交差するので、油が豊富な径方向隙間ｇから溝２２ｃで油を導き、第二の外周部２２とハウジング１１０の軸受座面１１１との間の潤滑に貢献させることができる。
　第四実施形態に係る転がり軸受を図１０、図１１に示す。第四実施形態の説明では、第二実施形態との相違点を述べるに留める。
　第四実施形態に係る転がり軸受は、樹脂部５５に複数の溝５２ｃを追加した点でのみ第二実施形態と相違するものである。
　各溝５２ｃは、第一の内周部５２の軸方向中間部において円周方向に沿って延びている。各溝５２ｃに対して軸方向両側に内径面５２ａがそれぞれ形成されている。各溝５２ｃは、内径面５２ａの円周方向の全長に亘って軸方向に隣接し、その円周方向両端の開放溝端において逃げ面５２ｂと交差する。このため、各溝５２ｃは径方向隙間（図６参照）に円周方向に連通する。
　第四実施形態に係る転がり軸受（図６、図１０、図１１参照）は、内輪５０の第一の内周部５２（一方の周部）が内径面５２ａに軸方向に隣接する溝５２ｃを含み、溝５２ｃが樹脂部５５によって形成されているので、転がり軸受の側面に供給された油が回転軸１００の軸受座面１０１とすきまばめされた第一の内周部５２の溝５２ｃに入り込み、内径面５２ａと回転軸１００の軸受座面１０１との間に広がる。このため、回転軸１００の軸受座面１０１と内輪５０の内径面５２ａとの間に油膜が形成され、その油膜により軸受座面１０１に対して内径面５２ａが円周方向に摺動する際の摩擦係数が減少する。したがって、第四実施形態に係る転がり軸受は、内輪５０がクリープしても、その内径面５２ａや回転軸１００の軸受座面１０１の摩耗を防止することができる。
　また、第四実施形態に係る転がり軸受は、溝５２ｃが逃げ面５２ｂに交差するので、油が豊富な径方向隙間ｇから溝５２ｃで油を導き、第一の内周部５２と回転軸１００の軸受座面１０１との間の潤滑に貢献させることができる。
　なお、第三実施形態や第四実施形態に例示するように、樹脂部に形成する溝の本数は、一本であってもよいし、複数本であってもよい。また、第三実施形態や第四実施形態に例示するように、溝は、円周方向に有限の長さで形成してもよいし、円周方向全周に亘っていてもよいし、円周方向に断続的に形成して全周に分布させてもよい。また、溝が円周方向に沿って延びる必要はなく、内輪の内径面又は外輪の外径面と溝とが軸方向に隣接する円周方向領域があればよい。内輪又は外輪のクリープ時に径方向隙間から溝が油を取り込み易くするため、逃げ面に交差する溝が円周方向に沿って延びることは好ましい。
　なお、この発明に係る転がり軸受は、電動アクスルユニット以外に使用することも可能であり、軸とハウジング間に電位差が生じかつ内輪又は外輪が対応の軸又はハウジングにすきまばめされる回転電気機械において内輪又は外輪のクリープを抑制すると共に転がり軸受の電食を抑制する目的で使用することが可能である。
　今回開示された各実施形態はすべての点で例示であって制限的なものではないと考えられるべきである。したがって、本発明の範囲は上記した説明ではなくて特許請求の範囲によって示され、特許請求の範囲と均等の意味および範囲内でのすべての変更が含まれることが意図される。
１　転がり軸受
１０、５０　内輪
１１、５１　第一の外周部
１１ａ、５１ａ　第一の軌道面
１２、５２　第一の内周部
１２ａ、５２ａ　内径面
１３、５３　第一の幅面
２０、６０　外輪
２１、６１　第二の内周部
２１ａ、６１ａ　第二の軌道面
２２、６２　第二の外周部
２２ａ、６２ａ　外径面
２２ｂ、５２ｂ　逃げ面
２２ｃ、５２ｃ　溝
２３　第二の幅面
２４、５４　金属輪
２５、５５　樹脂部
３０　転動体
１００　電動アクスルユニットの回転軸
１１０　電動アクスルユニットのハウジング
Ｇ　ゲート痕
δ　径方向深さ
ｔ　樹脂部の厚さ

Claims (9)

  1. 　第一の軌道面を含む第一の外周部と、円周方向に沿った内径面を含む第一の内周部と、前記第一の外周部と前記第一の内周部との間の側面部位で径方向に延びる第一の幅面とを有する内輪と、
    　第二の軌道面を含む第二の内周部と、円周方向に沿った外径面を含む第二の外周部と、前記第二の内周部と前記第二の外周部との間の側面部位で径方向に延びる第二の幅面とを有する外輪と、
    　前記第一の軌道面と前記第二の軌道面との間に配置された複数の転動体とを備え、
    　前記第一の内周部と前記第二の外周部のうちの一方の周部が、前記一方の周部に含まれた前記内径面又は前記外径面に対して径方向深さを有しかつ前記内径面又は前記外径面を全幅に亘って分断する逃げ面をさらに含み、
    　前記内輪又は前記外輪が、前記内輪の前記第一の軌道面又は前記外輪の前記第二の軌道面を含む金属輪と、前記金属輪を覆う樹脂部とを有する転がり軸受において、
    　前記一方の周部に含まれた前記内径面又は前記外径面と、前記逃げ面と、前記一方の周部に連続する前記第一の幅面又は前記第二の幅面とが、前記樹脂部によって形成されていることを特徴とする転がり軸受。
  2. 　前記樹脂部が前記金属輪と一体化している請求項１に記載の転がり軸受。
  3. 　前記樹脂部にウェルドを含まない請求項２に記載の転がり軸受。
  4. 　前記逃げ面にゲート痕があり、前記逃げ面にウェルドを含まない請求項２に記載の転がり軸受。
  5. 　前記一方の周部に含まれた前記内径面又は前記外径面を覆う樹脂部が、周方向に延びる溝を含む請求項１から４のいずれか１項に記載の転がり軸受。
  6. 　前記溝が前記逃げ面に交差する請求項５に記載の転がり軸受。
  7. 　前記逃げ面の径方向深さが０．１ｍｍ以上２．５ｍｍ以下である請求項１から６のいずれか１項に記載の転がり軸受。
  8. 　前記樹脂部が少なくとも０．８ｍｍの厚さを有する請求項１から７のいずれか１項に記載の転がり軸受。
  9. 　電動アクスルユニットに備わる回転軸とハウジングとの間に配置されている請求項１から８のいずれか１項に記載の転がり軸受。
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