JP2005172113A

JP2005172113A - 円すいころ軸受

Info

Publication number: JP2005172113A
Application number: JP2003412178A
Authority: JP
Inventors: Hiromichi Takemura; 浩道武村; Yuki Tsuchida; 祐樹土田
Original assignee: NSK Ltd
Current assignee: NSK Ltd
Priority date: 2003-12-10
Filing date: 2003-12-10
Publication date: 2005-06-30

Abstract

【課題】トルクの低減と軸受剛性の向上とを高次元で両立させ、更に、軸受寿命の向上を図る。
【解決手段】外輪軌道１０ａ及び内輪軌道１１ａが、軸方向中間部に設けた、軸方向に関する断面形状が一定の曲率半径Ｒ₁ を有する凹状の第一曲面部１５と、軸方向両端部に設けた、軸方向に関する断面形状が一定の曲率半径Ｒ₂ を有する凸状の第二曲面部１６、１６とから成る。そして、各円すいころ９ａの転動面の軸方向に関する断面形状を、一定の曲率半径Ｒ₃ を有する凸状とした場合に、Ｒ₃ ＝（０．９５１〜０．９７６）×Ｒ₁ を満たす様に、各部の寸法を規制する。
【選択図】図１

Description

この発明は、例えば自動車のデファレンシャルギヤ（最終減速機）を構成するピニオン軸や、トランスミッションを構成するギヤ等を、ケーシング（デフケース又はミッションケース）の内側に回転自在に支持する為の円すいころ軸受の改良に関する。

自動車の動力伝達系の途中に設けてプロペラシャフトの回転を減速すると同時に回転方向を直角に変換するデファレンシャルギヤは、図３に示す様に構成している。ケーシング１の内側前寄り（図３の右寄り）部分に、ピニオン軸２を配設している。又、このピニオン軸２の前端部（図３の右端部）で上記ケーシング１の前端開口部から突出した部分に固設した結合フランジ３に、図示しないプロペラシャフトの後端部を連結自在としている。又、上記ピニオン軸２の後端部（図３の左端部）に減速小歯車４を固定し、この減速小歯車４と減速大歯車５とを互いに噛合させている。この減速大歯車５は、上記ケーシング１の後部（図３の左部）内側に、回転のみ自在に支持している。又、上記ピニオン軸２の中間部前後２個所位置を、前後１対の円すいころ軸受６ａ、６ｂにより、上記ケーシング１に対し回転自在に支持している。

上記各円すいころ軸受６ａ、６ｂは、図４に詳示する様に、それぞれ１個ずつの外輪７ａ、７ｂ及び内輪８ａ、８ｂと、それぞれ複数個ずつの円すいころ９ａ、９ｂとから構成している。外輪７ａ、７ｂの内周面には円すい凹面状の外輪軌道１０ａ、１０ｂを、内輪８ａ、８ｂの中間部外周面には円すい凸面状の内輪軌道１１ａ、１１ｂを、それぞれ形成している。又、これら各内輪８ａ、８ｂの外周面で大径側端部に外向フランジ状の大径側鍔部１２を、同じく小径側端部にやはり外向フランジ状の小径側鍔部１３を、それぞれ形成している。そして、上記各円すいころ９ａ、９ｂは、上記各外輪軌道１０ａ、１０ｂと各内輪軌道１１ａ、１１ｂとの間に、図４にのみ示した保持器１４により複数ずつ保持した状態で、転動自在に設けている。そして、上記外輪７ａ、７ｂを前記ケーシング１の一部に内嵌固定し、上記内輪８ａ、８ｂを前記ピニオン軸２の中間部前後２個所位置に外嵌固定している。尚、一般的に、上記内、外輪各軌道１１ａ、１１ｂ、１０ａ、１０ｂに接する接線ｌ₁ 、ｌ₂ と、各円すいころ９ａ、９ｂの中心軸の延長線ｌ₃ とは、内、外両輪８ａ、８ｂ、９ａ、９ｂの中心軸の延長線上の１点で交わらせている。

この様に、自動車のデファレンシャルギヤを構成するピニオン軸２の支持部には、円すいころ軸受６ａ、６ｂを使用する事が一般的に行なわれている。この理由は、円すいころ軸受６ａ、６ｂは、玉軸受の場合と比較して、剛性を高くできる為である。この様に剛性を高くできる円すいころ軸受６ａ、６ｂを、上記ピニオン軸２の支持部に使用する事により、前記減速小歯車４と減速大歯車５との噛合部で異音を発生しにくくできる。例えば、軸方向及び径方向の寸法を互いに同じにした、円すいころ軸受と玉軸受とを使用して、同じ荷重を加えた場合に、円すいころ軸受は、ラジアル剛性及びアキシアル剛性の双方を、玉軸受よりも高くできる。

一方、上記各円すいころ軸受６ａ、６ｂは、一般的に、上記外輪軌道１０ａ、１０ｂの接線と上記内、外両輪８ａ、８ｂ、９ａ、９ｂの中心軸とのなす角度である接触角αの大きさに応じて、３つの型式に分けられる。即ち、この接触角αが１５度未満である（α＜１５°）場合には並勾配型に、同じく１５度以上で２２．５度以下である（１５°≦α≦２２．５°）場合には中勾配型に、同じく２２．５度よりも大きい（α＞２２．５°）場合には急勾配型に、それぞれ分けられる。そして、上述の図３に示した様な、ケーシング１の内側にピニオン軸２を、１対の円すいころ軸受６ａ、６ｂにより片持ちで支持する場合には、特許文献１に記載されている様に、前側（図３の右側）の円すいころ軸受６ａに並勾配型を、後側（図３の左側）の円すいころ軸受６ｂに急勾配型を、それぞれ使用する事が軸受寿命及び軸受剛性を確保する為に有効である事が、従来から知られている。

又、円すいころの数を（２〜３本）多くすると共に、円すいころの寸法を大きくして、高荷重が加わる状態で使用するのに適した構造としたＨＲシリーズの円すいころ軸受（日本精工株式会社製）は、円すいころ軸受の基本動定格荷重を、一般的な構造に対し１．２〜１．２５倍程度大きくできて、軸受寿命の向上を図れる事も、従来から知られている。

近年、自動車の省燃費化に対する要求が強くなっており、この為に、自動車の回転支持部に組み込む円すいころ軸受に関して、小型化及び軽量化を図ると共に、起動トルク及び動トルク（回転抵抗）の低減を図る事が望まれている。特に、転がり軸受のうちで円すいころ軸受の起動トルク及び動トルクは、玉軸受の場合よりも一般的に大きい。この為、自動車の省燃費化を図る為に、円すいころ軸受のトルクの低減を図る事が重要であると考えられている。又、このトルクの低減を図る場合に、円すいころ軸受の軸受寿命を確保する事が重要である事は勿論である。

この様な円すいころ軸受のトルクを大きくする原因として、次の（イ）（ロ）に示す摩擦が存在する。
（イ）各円すいころ９ａ、９ｂの大径側端面と内輪８ａ、８ｂの大径側端部外周面に設けた大径側鍔部１２（図４）の片面との接触部に作用する滑り摩擦Ｍ_S
（ロ）各円すいころ９ａ、９ｂの転動面と内、外輪各軌道１１ａ、１１ｂ、１０ａ、１０ｂとの接触部に作用する転がり摩擦Ｍ_r
従って、上記円すい転がり軸受のトルクを低減する為には、これら滑り摩擦Ｍ_S と転がり摩擦Ｍ_r との低減を図る必要がある。
尚、これら滑り摩擦Ｍ_S 及び転がり摩擦Ｍ_r の大きさは、それぞれ次の２式に従う。
Ｍ_S ＝ｅ×μ×cos β×Ｆ_a −−−（１）
Ｍ_r ∝（ｄ_m ×Ｍ_e ×ｚ）／Ｄ_a −−−（２）
これら２式中、ｅは各円すいころ９ａ、９ｂの大径側端面と大径側鍔部２１の片面との接触部の高さ（内輪軌道１１ａ、１１ｂの母線の延長線から接触部中心までの距離）を、μはこの接触部での摩擦係数を、βは各円すいころ９ａ、９ｂの円すい角度の１／２（円すいころ９ａ、９ｂの母線と中心軸ｌ₃ とのなす角度）を、Ｆ_a はアキシアル荷重を、それぞれ表している。又、ｚは円すいころ９ａ、９ｂの数を、Ｄ_a は各円すいころ９ａ、９ｂの平均直径を、ｄ_m は複数の円すいころ９ａ、９ｂの大径側端面でのピッチ円の直径を、Ｍ_e は各円すいころ９ａ、９ｂの転動面と内、外輪各軌道１１ａ、１１ｂ、１０ａ、１０ｂとの間に作用する転がり抵抗を、それぞれ表している。

又、上記式（１）中、アキシアル荷重Ｆ_a は、次式に従う。
Ｆ_a ＝Ｑ×ｚ×sin α −−−（３）
この式（３）中、Ｑは外輪７ａ、７ｂから各円すいころ９ａ、９ｂに加わる荷重を表している。

一方、前述した様に、高荷重が加わる状態で使用するのに適した、円すいころの数を多くすると共に、各円すいころの寸法を大きくしたＨＲシリーズの円すいころ軸受は、軸受寿命の向上を図れる事が知られている。但し、この様なＨＲシリーズの構造を採用した場合には、これら各円すいころの数が増える事により転がり摩擦Ｍ_r が大きくなり、円すいころ軸受のトルクが増大する。尚、各円すいころの平均直径の増大によるトルク低減は、この数増大によるトルク増大に比べて、限られたものである。この為、軸受寿命の向上を図れても、トルクの低減を図る事は難しい。

又、前述の図３〜４に示した様な、自動車のデファレンシャルギヤのピニオン軸２の支持部や、トランスミッションの回転支持部に使用する円すいころ軸受６ａ、６ｂでは、ギヤ同士の噛合により生じた鉄粉等の異物の侵入に基づく寿命低下も考慮する必要がある。そして、円すいころ軸受６ａ、６ｂの各部の寸法（軸方向長さ）が限定されている場合には、基本動定格荷重を大きくして寿命確保を図るべく、接触角αが小さい、並勾配型や中間勾配型を使用する必要が生じる。但し、この様に接触角αを小さくする事により寿命確保を図る従来技術では、トルクの低減を図る事に関しては、未だ改良の余地がある。

この様な事情から、円すいころ軸受６ａ、６ｂのトルクの低減を図るべく、外輪軌道１０ａ、１０ｂ及び内輪軌道１１ａ、１１ｂと、各円すいころ９ａ、９ｂの転動面とのうちの少なくとも一方の面にクラウニング加工を施す事が、従来から行なわれている。尚、クラウニング加工とは、各軌道面（外輪軌道１０ａ、１０ｂ及び内輪軌道１１ａ、１１ｂ）或は転動面に、母線の形状が凸状となる様に僅かな曲率を持たせる加工を言う。例えば、各円すいころ９ａ、９ｂの転動面に、軸方向に関する断面形状の曲率半径が３０００〜９０００mmである凸面状である、クラウニング加工を施す場合がある。この場合、各円すいころ９ａ、９ｂの端部の落ち量（転動面をクラウニング加工を施さない、単なる円すい面とした場合に対する、端部の半径方向の落ち込み量）は数μｍとなる。

上述の様に、各円すいころ９ａ、９ｂの転動面にクラウニング加工を施した場合には、トルクの低減を図り易くなる。更に、この場合には、内輪８ａ、８ｂを外嵌した軸が撓んだり、この軸に過大なラジアル荷重が作用した場合でも、各円すいころ９ａ、９ｂの端部外周縁と外輪軌道１０ａ、１０ｂ及び内輪軌道１１ａ、１１ｂとが強く当接する、エッヂロード（局所的な接触面圧の上昇）の発生を防止する事ができる。例えば、前述の図３に示した様な、自動車のデファレンシャルギヤのピニオン軸２の支持部に円すいころ軸受６ａ、６ｂを使用した場合、このピニオン軸２がギヤ反力により撓み、このピニオン軸２に外嵌した内輪８ａ、８ｂが外輪７ａ、７ｂに対して傾く場合がある。この様に円すいころ軸受６ａ、６ｂは、外輪７ａ、７ｂの中心軸と内輪８ａ、８ｂの中心軸とが互いに交差する状態（ミスアライメント）が生じる場合がある。

上記円すいころ軸受６ａ、６ｂに上述の様なミスアライメントが生じた場合、この円すいころ軸受６ａ、６ｂを構成する各円すいころ９ａ、９ｂの端部外周縁と外輪軌道１０ａ、１０ｂ及び内輪軌道１１ａ、１１ｂとが強く当接し、エッヂロードが発生する。この様なエッヂロードの発生は、外輪、内輪各軌道１０ａ、１０ｂ、１１ａ、１１ｂが早期に剥離する原因となる。これに対して、上述の様に、各円すいころの転動面にクラウニング加工を施した場合には、円すいころ軸受６ａ、６ｂにミスアライメントが生じていない状態で、これら各円すいころ９ａ、９ｂの転動面の両端部外周縁と上記外輪、内輪各軌道１０ａ、１０ｂ、１１ａ、１１ｂとの間に隙間が発生する。この為、円すいころ軸受６ａ、６ｂにミスアライメントが生じ、各円すいころ９ａ、９ｂの両端部外周縁とこれら各軌道１０ａ、１０ｂ、１１ａ、１１ｂとが当接する傾向となった場合でも、上記隙間の存在により、これら各円すいころ９ａ、９ｂの両端部外周縁と各軌道１０ａ、１０ｂ、１１ａ、１１ｂとが強く当接する事がない。この様に、上記各円すいころ９ａ、９ｂの転動面にクラウニング加工を施した場合には、トルクの低減を図り易くできるだけでなく、エッヂロードの発生を防止する事もできる。

但し、上記転動面の落ち量を大きくする（クラウニングの曲率半径を小さくする）と、各円すいころ９ａ、９ｂの弾性変形量が大きくなり、軸受剛性が低下する原因となる。この為、円すいころ軸受６ａ、６ｂを上記ピニオン軸２の支持部に使用した場合に、減速小歯車４と減速大歯車５との噛合位置がずれたり、噛合部で異音が生じる原因となる。

又、上記クラウニングの曲率半径を小さくした場合には、ミスアライメントが生じていない正常な状態で、上記各軌道面（外輪軌道１０ａ、１０ｂ及び内輪軌道１１ａ、１１ｂ）と転動面との接触面圧が、この転動面にクラウニング加工を施していない場合に比べて高くなる。即ち、上記クラウニングの曲率半径を小さくした場合には、上記転動面にクラウニング加工を施していない場合に比べて、正常な状態での上記各軌道面と転動面との接触面積が小さくなり、これら各軌道面と転動面との接触面圧が高くなる。この様に各面同士の接触面圧が高くなると、内部起点型剥離が生じ易くなり、円すいころ軸受６ａ、６ｂの寿命が低下する原因となる為好ましくない。

一方、本発明者は、特許文献２に記載されている様に、ミスアライメントが生じた場合でのエッヂロードの発生を抑制すると共に、このミスアライメントが生じていない場合での各円すいころの転動面と各軌道面との接触中央部に於ける面圧の増加を抑制する事を考慮した円すいころ軸受を発明した。この円すいころ軸受の場合には、各円すいころの転動面を、断面形状の曲率半径がＲ₃ である凸面状としている。又、外輪軌道及び内輪軌道を、それぞれの軸方向中央部に設けた、軸方向に関する断面形状が一定の曲率半径Ｒ₁ を有する凹状の第一曲面部と、この第一曲面部の両端部から連続し、軸方向両端寄りに向かう程上記転動面から離れる方向に形成した、軸方向に関する断面形状が一定の曲率半径Ｒ₂ を有する第二曲面部とから構成している。そして、０．６５≦Ｒ₃ ／Ｒ₁ ≦０．９５を満たす様にしている。但し、この様な特許文献２に記載された円すいころ軸受の場合、低トルク化を図りつつ軸受剛性及び軸受寿命の向上を図る面から未だ改良の余地がある。
そして、本発明者は、上記特許文献２に記載された円すいころ軸受等を用いた種々の評価試験の結果から、この特許文献２に記載された円すいころ軸受では得られない優れた効果を得られる円すいころ軸受を発明した。
尚、本発明に関連する先行技術文献として、特許文献１、２の他に特許文献３、４がある。

転がり軸受工学編集委員会編、「転がり軸受工学」、第１版、株式会社養賢堂、１９７５年７月１０日、ｐ．３１１〜３３３特開２００２−３１０１６４号公報岡本純三、「玉軸受の計算」、第１版第２刷、岡本純三、１９９９年１１月、ｐ．２Ｊ．ブレンドライン、他３名編著、吉武立雄訳、「ころがり軸受実用ハンドブック」、第１版第２刷、株式会社工業調査会、１９９７年８月２日、ｐ．９６〜１１４

本発明の円すいころ軸受は、上述の様な事情に鑑みて、トルクの低減と軸受剛性の向上とを高次元で両立させると共に、軸受寿命の向上を図るべく発明したものである。

本発明の円すいころ軸受は何れも、前述した従来から知られている円すいころ軸受と同様に、内周面に円すい凹面状の外輪軌道を有する外輪と、外周面に円すい凸面状の内輪軌道を有する内輪と、外周面をこれら外輪軌道及び内輪軌道に接触する円すい凸面状の転動面とし、これら外輪軌道と内輪軌道との間に転動自在に設けられた複数個の円すいころとを備える。

特に、本発明の円すいころ軸受に於いては、上記各円すいころの転動面に一定の曲率半径を有するクラウニング加工を施しており、上記外輪軌道及び内輪軌道は、それぞれの軸方向中央部に設けられた、軸方向に関する断面形状が一定の曲率半径Ｒ₁ を有する凹状の第一曲面部と、この第一曲面部の両端部から滑らかに連続し、軸方向両端寄りに向かう程上記転動面から離れる方向に形成された、軸方向に関する断面形状が一定の曲率半径Ｒ₂ を有する凸状の第二曲面部とから成るものである。
更に、請求項１に記載した円すいころ軸受に於いては、上記転動面の軸方向に関する断面形状の曲率半径をＲ₃ とした場合に、Ｒ₃ ＝（０．９５１〜０．９７６）×Ｒ₁ である。

又、請求項３に記載した円すいころ軸受に於いては、Ｒ₃ ＝（０．９５１〜０．９９０）×Ｒ₁ 、且つ、Ｌ₁ ＝（０．４〜０．５）×Ｌ₂ である。

上述の様に本発明の円すいころ軸受の場合には、各円すいころの転動面にクラウニング加工を施しており、且つ、内輪軌道及び外輪軌道が、それぞれの軸方向中央部に設けられた、軸方向に関する断面形状が一定の曲率半径Ｒ₁ を有する凹状の第一曲面部と、この第一曲面部の両端部から滑らかに連続し、軸方向両端寄りに向かう程上記転動面から離れる方向に形成された、軸方向に関する断面形状が一定の曲率半径Ｒ₂ を有する凸状の第二曲面部とから成る。そして、上記転動面の軸方向に関する断面形状の曲率半径Ｒ₃ と上記第一曲面部の曲率半径Ｒ₁ との比Ｒ₃ ／Ｒ₁ 、又はこの比Ｒ₃ ／Ｒ₁ と比Ｌ₁ ／Ｌ₂ とを適切な範囲に規制している為、次の様な効果が得られる。
（ａ）上記比Ｒ₃ ／Ｒ₁ を０．９９０以下としている為、上記転動面と内輪軌道及び外輪軌道との転がり接触部での接触楕円を小さくできる。この為、転がり抵抗を小さくでき、トルクの大幅な低減を図れる。しかも、各円すいころの端部でのこれら各軌道との接触面圧を４ＧPa以下に抑える事ができ、エッヂロードの発生によるこれら各軌道の早期剥離の発生を防止でき、軸受寿命の向上を図れる。
（ｂ）上記比Ｒ₃ ／Ｒ₁ を０．９５１以上としている為、上記各円すいころと内輪及び外輪との弾性変形量を小さくでき、前述の特許文献２に記載された従来構造の場合よりも、軸受剛性の大幅な向上を図れる。更に、各円すいころの転動面の軸方向中央部での上記各軌道との接触面圧の上昇を抑える事ができる。
この結果、トルクの低減と軸受剛性の向上とを高次元で両立させる事ができると共に、軸受寿命の向上を図れると言った、前記特許文献２に記載された従来構造によっては得られない優れた効果を得られる。

本発明によりこの様な効果を得られる理由を、以下、特許文献３、４に記載された「ヘルツの計算」の理論式を使用しながら詳述する。図５に示す様に、２個の物体Ａ、Ｂが点ｏで点接触する場合を考える。この場合、前提として、物体Ａ、Ｂがそれぞれ持っている主曲率面Ｓ₁ 、Ｓ₂ は、互いに合致するものとする。そして、物体Ａの主曲率面Ｓ₁ に関する曲率半径をｒ₁₁とし、同じく主曲率面Ｓ₂ に関する曲率半径をｒ₁₂とする。又、物体Ｂの主曲率面Ｓ₁ に関する曲率半径をｒ₂₁とし、同じく主曲率面Ｓ₂ に関する曲率半径をｒ₂₂とする。この為、物体Ａの主曲率面Ｓ₁ 、Ｓ₂ に関する曲率ρ₁₁、ρ₁₂は、それぞれ１／ｒ₁₁、１／ｒ₁₂となり、物体Ｂの主曲率面Ｓ₁ 、Ｓ₂ に関する曲率ρ₂₁、ρ₂₂は、それぞれ１／ｒ₂₁、１／ｒ₂₂となる。この場合、上記各物体Ａ、Ｂが点ｏで接触してから互いに押し付け合う方向の荷重Ｑ（Ｎ）が加わる迄の接近量（弾性変形量）δ（mm）は、次式で求められる。
δ＝｛３Ｋ／（πμ）｝｛Ｑ² （Σρ）（１／Ｅ₁ ＋１／Ｅ₂ ）² ／１２｝＾（１／３） −−−（４）
この式（４）中、Ｋ／（πμ）はcos τによって決まる値である。尚、cos τは補助量で、（ρ₁₁−ρ₁₂＋ρ₂₁−ρ₂₂）／（Σρ）である。ここで、Σρ＝ρ₁₁＋ρ₁₂＋ρ₂₁＋ρ₂₂である。又、Ｅ₁ 、Ｅ₂ は、それぞれ物体Ａ、Ｂの縦弾性係数である。

上記式（４）から明らかな様に、物体Ａ、Ｂの弾性変形量δは、｛Ｑ² （Σρ）｝＾（１／３）に比例する。この為、互いに接触する２個の部材の曲面の曲率に関する値である、Σρが小さくなる程、弾性変形量δを小さくでき、剛性を高くできる。又、このΣρを小さくした場合には、接触部の最大接触面圧Ｐ_max を小さくできる。この最大接触面圧Ｐ_max は、次式で求められる。
Ｐ_max ＝｛１．５／（πμν）｝｛Ｑ＾（１／３）｝［（８／３）（Σρ）｛１／（θ₁ ＋θ₂ ）］＾（２／３） −−−（５）
この式（５）中、πμνはcos τによって決まる値である。又、θ₁ 、θ₂ は、それぞれ、４｛１−（１／ｍ_1、2 ）｝／Ｅ_1、2 で、物体Ａ、Ｂの材料物性値である。又、１／ｍ₁ 、ｍ₂ は、それぞれ物体Ａ、Ｂのポアソン比である。上記（５）式から明らかな様に、最大接触面圧Ｐ_max は、（Σρ）＾（２／３）に比例する。この為、Σρを小さくした場合には、この最大接触面圧Ｐ_max を小さくでき、この接触部が円すいころの転動面と内輪軌道及び外輪軌道との接触部である場合に、軸受寿命の向上を図れる。

これに対して、上記Σρが０になる、例えば従来から一般的に使用されている円すいころ軸受の場合には、弾性変形量δを小さくできると共に、軸受寿命の向上を図れる代わりに、上記接触部の接触面積が増大する。この接触部の接触幅ａは次式で求められる。
ａ＝μ［（３Ｑ）（１／Ｅ₁ ＋１／Ｅ₂ ）／｛２（Σρ）｝］＾（１／３） −−−（６）
この式（６）中、μはcos τによって決まる値である。

上記（６）式から明らかな様に、接触幅ａは｛１／（Σρ）｝＾（１／３）に比例する。この為、Σρが小さくなる場合には、接触幅ａが大きくなり、転がり抵抗が増大してトルクが増大する。又、このΣρが小さくなる場合には、エッヂロードが発生し易くなり、円すいころ軸受でミスアライメントが生じた場合に外輪、内輪各軌道の早期剥離を招く原因となる。

本発明の場合には、上記転動面を凸面状とし、内輪軌道及び外輪軌道の軸方向中央部の第一曲面部を凹状とすると共に、この転動面の曲率半径Ｒ₃ と第一曲面部の曲率半径Ｒ₁ との比Ｒ₃ ／Ｒ₁ を適切な範囲に規制している為、Σρを適切な範囲に規制でき、トルクの低減と軸受剛性の向上とを高次元で両立させる事ができる。又、上記比Ｒ₃ ／Ｒ₁ を適切な範囲に規制したり（請求項１の場合）、この比Ｒ₃ ／Ｒ₁ と比Ｌ₁ ／Ｌ₂ とを適切な範囲に規制する（請求項３の場合）事により、軸受寿命の向上を図れる。しかも、本発明の場合には、各円すいころから内輪又は外輪に加わるアキシアル荷重を鍔部のみで受けるのではなく、内輪軌道及び外輪軌道に設けた凹状の第一曲面部でもこのアキシアル荷重を受ける。この為、上記鍔部に加わるアキシアル荷重を小さくでき、滑り摩擦を小さくできる事により、トルクをより低減できる。

この様に、本発明の円すいころ軸受によれば、トルクの低減と軸受剛性の向上とを高次元で両立させる事ができると共に、軸受寿命の向上を図れる為、円すいころ軸受を組み込んだ自動車の耐久性を確保しつつ、燃費性能を含む各種の性能向上を図れ、更に、ギヤ部での異音の発生を抑える事ができる。

又、好ましくは、Ｒ₃ ＝（０．９６１〜０．９７４）×Ｒ₁ とする。
この好ましい構成によれば、トルクの低減と軸受剛性の向上とを、より高次元で両立させる事ができると共に、軸受寿命の向上を、より効果的に図れる。

又、好ましくは、請求項２に記載した様に、上述した請求項１に記載した円すいころ軸受に於いて、外輪軌道及び内輪軌道に設けられた第一曲面部の、各円すいころの軸方向に関する長さをＬ₁ とし、これら各円すいころの軸方向長さをＬ₂ とした場合に、Ｌ₁ ＝（０．４〜０．８）×Ｌ₂ とする。
この好ましい構成によれば、外輪軌道及び内輪軌道と各円すいころの転動面との転がり接触部の接触幅を小さくできる為、転がり抵抗をより小さくでき、トルクを更に低減できる。更に、第一曲面部と第二曲面部とを滑らかに連続し易くでき、これら各曲面部を形成する為の円弧加工を施す事により、良好な軌道面を形成し易くできる。

又、より好ましくは、上述した請求項１〜３に記載した円すいころ軸受に於いて、円すいころ軸受の内径を５５mm以下とする。
このより好ましい構成によれば、第一曲面部の曲率半径Ｒ₁ と円すいころ軸受の転動面の曲率半径Ｒ₃ とを適切な関係に規制する事により、又は、これら曲率半径Ｒ₁ 、Ｒ₂ と、Ｌ₁ 、Ｌ₂ とを適切な関係に規制する事により得られる本発明の効果が顕著になる。

図１は、請求項１〜２に対応する、本発明の実施例１を示している。尚、図１は、外輪軌道１０ａ及び内輪軌道１１ａと円すいころ９ａの転動面との形状を誇張して（曲率半径を実際の場合よりも小さくして）示している。即ち、この図１では円すいころ９の形状が樽状に描かれているが、実際は、前述の図４に示す様な円すい状のころにクラウニング等の加工を施して後述する寸法規制を行なっている。本実施例の円すいころ軸受６ａは、内周面に円すい凹面状の外輪軌道１０ａを有する外輪７ａと、外周面に円すい凸面状の内輪軌道１１ａを有する内輪８ａと、外周面をこれら外輪軌道１０ａ及び内輪軌道１１ａに接触する円すい凸面状の転動面とし、これら外輪軌道１０ａと内輪軌道１１ａとの間に転動自在に設けた複数の円すいころ９ａとを備える。そして、これら各円すいころ９ａの転動面に、一定の曲率半径を有するクラウニング加工を施している。

又、上記外輪軌道１０ａ及び内輪軌道１１ａは、それぞれ、軸方向中央部に軸方向に関する断面形状が一定の曲率半径Ｒ₁ を有する凹状の第一曲面部１５と、この第一曲面部１５の両端部から滑らかに連続し、軸方向両端寄りに向かう程上記転動面から離れる方向に形成した１対の第二曲面部１６、１６とから成る。又、これら各第二曲面部１６、１６の軸方向に関する断面形状を、一定の曲率半径Ｒ₂ を有する凸円弧としている。又、これら各第二曲面部１６、１６と上記第一曲面部１５との境界部では、これら第一、第二両曲面部１５、１６が接線を共有しており、これら両曲面部１５、１６が滑らかに連続している。

更に、本実施例の場合には、各円すいころ９ａの転動面の軸方向に関する断面形状の曲率半径をＲ₃ とした場合に、Ｒ₃ ＝（０．９５１〜０．９７６）×Ｒ₁ ｛より好ましくは、Ｒ₃ ＝（０．９６１〜０．９７４）×Ｒ₁ ｝を満たす様に、各部の寸法を規制している。又、本実施例の場合には、上記第一曲面部１５の、上記各円すいころ９ａの軸方向に関する長さをＬ₁ とし、上記各円すいころ９ａの軸方向長さをＬ₂ とした場合に、Ｌ₁ ＝（０．４〜０．８）×Ｌ₂ を満たしている。又、本実施例の場合には、円すいころ軸受６ａの内径ｄ_6aを、５５mm以下としている。

上述の様に本実施例の円すいころ軸受６ａの場合、外輪軌道１０ａ及び内輪軌道１１ａが、それぞれ、軸方向中央部に設けた、軸方向に関する断面形状が一定の曲率半径Ｒ₁ を有する凹状の第一曲面部１５と、この第一曲面部１５の両端部から滑らかに連続し、軸方向両端寄りに向かう程上記転動面から離れる方向に形成した、一定の曲率半径Ｒ₂ を有する凸状の１対の第二曲面部１６、１６とから成るものであり、各円すいころ９ａの転動面の軸方向に関する断面形状の曲率半径をＲ₃ とした場合に、Ｒ₃ ＝（０．９５１〜０．９７６）×Ｒ₁ を満たしている。この為、
（ａ）上記外輪軌道１０ａ及び内輪軌道１１ａと上記転動面との転がり接触部の曲率に関する値である、Σρが所定値以上になる様に最適化され、各転がり接触部の接触楕円を小さくできる。この為、転がり抵抗を小さくできて、トルクの大幅な低減を図れる。しかも、各円すいころ９ａから内輪８ａに加わるアキシアル荷重を大径側鍔部１２及び小径側鍔部１３のみで受けるのではなく、内輪軌道１１ａ及び外輪軌道１０ａに設けた凹状の第一曲面部１５でもこのアキシアル荷重を受ける。この為、上記各鍔部１２、１３に加わるアキシアル荷重を小さくでき、これら各鍔部１２、１３での滑り摩擦を小さくできる事により、トルクをより低減できる。
（ｂ）又、各円すいころ９ａの転動面の曲率半径Ｒ₃ と、内輪、外輪各軌道１１ａ、１０ａの軸方向中央部に設けた第一曲面部１５の曲率半径Ｒ₁ とを適切な関係を満たす様に規制している為、上記Σρが所定値以下になる様に最適化される。この為、上記各円すいころ９ａと内輪８ａ及び外輪７ａとの弾性変形量を小さくできて、前述の特許文献２に記載された従来構造の場合よりも軸受剛性の大幅な向上を図れる。
（ｃ）更に、各円すいころ９ａの軸方向中央部での上記各軌道１１ａ、１０ａとの接触面圧の上昇を抑えつつ、これら各円すいころ９ａの端部でのこれら各軌道１１ａ、１０ａとの接触面圧を小さくでき、エッヂロードの発生によるこれら各軌道１１ａ、１０ａの早期剥離の発生を防止でき、軸受寿命の向上も図れる。
この結果、本実施例の円すいころ軸受によれば、トルクの低減と軸受剛性の向上とを高次元で両立させる事ができると共に、軸受寿命の向上を図れる。この為、円すいころ軸受６ａを組み込んだ自動車の耐久性を確保しつつ燃費性能を含む各種の性能向上を図れ、更に、ギヤ部での異音の発生を抑える事ができる。又、Ｒ₃ ＝（０．９６１〜０．９７４）×Ｒ₁ を満たす様に各部の寸法を規制した場合には、トルクの低減と軸受剛性の向上とを、より高次元で両立させる事ができると共に、軸受寿命の向上を、より効果的に図れる。

又、本実施例の場合には、上記第一曲面部１５の、上記各円すいころ９ａの軸方向に関する長さＬ₁ と、これら各円すいころ９ａの軸方向長さＬ₂ との関係を、Ｌ₁ ＝（０．４〜０．８）×Ｌ₂ としている為、外輪軌道１０ａ及び内輪軌道１１ａと各円すいころ９ａの転動面との転がり接触部の幅を小さくできる。この為、転がり抵抗をより小さくでき、トルクをより低減できる。更に、上記第一曲面部１５と各第二曲面部１６、１６とを滑らかに連続し易くでき、これら各曲面部１５、１６を形成する為の円弧加工を施す事により、良好な軌道面を形成し易くできる。更に、本実施例の場合には、円すいころ軸受６ａの内径を５５mm以下としている為、上記第一曲面部１５の曲率半径Ｒ₁ と円すいころ９ａの転動面の曲率半径Ｒ₃ とを適切な関係を満たす様に規制する事により得られる本発明の効果が顕著になる。

次に、請求項３に対応する、本発明の実施例２の円すいころ軸受を説明する。本実施例の円すいころ軸受は、上述の図１に示した実施例１の円すいころ軸受６ａに於いて、外輪軌道１０ａ及び内輪軌道１１ａの軸方向中央部に設けた第一曲面部１５の軸方向に関する断面形状を、一定の曲率半径Ｒ₁ を有する凹状とし、各円すいころ９ａの転動面の軸方向に関する断面形状の曲率半径をＲ₃ とした場合に、Ｒ₃ ＝（０．９５１〜０．９９０）×Ｒ₁ を満たす様に、各部の寸法を規制している。更に、本実施例の円すいころ軸受６ａの場合には、上記第一曲面部１５の、上記各円すいころ９ａの軸方向に関する長さをＬ₁ とし、上記各円すいころ９ａの軸方向長さをＬ₂ とした場合に、Ｌ₁ ＝（０．４〜０．５）×Ｌ₂ を満たしている。又、本実施例の場合も、上述した実施例１の場合と同様に、円すいころ軸受６ａの内径ｄ_6aを、５５mm以下としている。

上述の様に構成する本実施例の円すいころ軸受の場合も、上述した実施例１の円すいころ軸受の場合と同様に、トルクの低減と軸受剛性の向上とを高次元で両立させる事ができると共に、軸受寿命の向上を図れる。この為、円すいころ軸受を組み込んだ自動車の耐久性を確保しつつ燃費性能を含む各種の性能向上を図れ、更に、ギヤ部での異音の発生を抑える事ができる。
その他の構成及び作用は、上述した実施例１の場合と同様である為、図示並びに重複する説明は省略する。

次に、本発明の効果を確認する為、本発明者が行なった実験に就いて説明する。この実験には、本発明の範囲に属する４種類の実施品と、本発明から外れる３種類の比較品とを使用した。この４種類の実施品のうち、実施品１〜３は請求項１及び請求項２に対応し、実施品４は請求項３に対応する。又、これら各実施品及び上記各比較品の各円すいころ軸受として、呼び番号がＨＲ３２２０８Ｊ（外径：８０mm、内径：４０mm、各円すいころ９ａの軸方向長さＬ₂ ：１６mm、基本動定格荷重Ｃ_r ：７７０００Ｎ、基本静定格荷重Ｃ₀ ：９０５００Ｎ）のものを使用した。そして、次の表１に示す様に、上記各実施品と各比較品とで、内輪、外輪各軌道１１ａ、１０ａの軸方向中央部に設けた第一曲面部１５の曲率半径Ｒ₁ と、各円すいころ９ａの転動面の曲率半径Ｒ₃ との組み合わせを異ならせた。又、内輪、外輪各軌道１１ａ、１０ａの軸方向両端寄り部分に設けた第二曲面部１６、１６の曲率半径Ｒ₂ は、互いに同じ１５０mmとした。又、上記各円すいころ９ａの平均直径Ｄ_a を１０．０５mmとし、内輪軌道１１ａの平均直径ｄ_i を５０．１２mmとした。

尚、実験に使用した円すいころ軸受６ａは、外輪７ａ、内輪８ａ、円すいころ９ａの何れの部材も、高炭素クロム軸受鋼２種であるＳＵＪ２（ＪＩＳＧ４８０５）製の素材に、従来から一般的に知られている熱処理を施したものにより造っている。又、比較例１は、各円すいころ９ａの転動面及び内輪軌道１１ａにクラウニング加工を施さず（Ｒ₁ 、Ｒ₃ ＝∞）、外輪軌道１０ａにのみ軸方向に関する断面形状の曲率半径が９０００mmである凸状のクラウニング加工を施した。又、比較例２は、各円すいころ９ａの転動面に軸方向に関する断面形状の曲率半径が７０００mmである凸状のクラウニング加工を施しており（Ｒ₃ ＝７０００mm）、内輪軌道１１ａ及び外輪軌道１０ａには軸方向に関する断面形状の曲率半径が９０００mmである凸状のクラウニング加工を施している（Ｒ₁ ＝−９０００mm）。尚、表１で、「Ｒ₁ 」の欄中の数値に「−」を付しているものは、このクラウニングが凸状である事を意味している。又、表１中、「Σρ」の欄の数値は、内輪軌道１１ａと各円すいころ９ａの転動面との接触部に関する値であり、次式により求めた。
Σρ＝（２／Ｄ_a ）＋（１／Ｒ₃ ）＋（２／ｄ_i ）−（１／Ｒ₁ ）−−−（５）

更に、この表１に示す様に、上記内輪軌道１１ａの軸方向中央部に設けた、軸方向に関する断面形状が一定の曲率半径Ｒ₁ を有する第一曲面部１５の、各円すいころ９ａの軸方向に関する長さをＬ₁ とし、各円すいころ９ａの軸方向長さをＬ₂ とした場合に、実施品１〜４の比Ｌ₁ ／Ｌ₂ を約０．４〜０．８とし、比較品１〜２の比Ｌ₁ ／Ｌ₂ を１．０とし、比較品３の比Ｌ₁ ／Ｌ₂ を約０．８としている。又、各実施品及び各比較品に於いて、内輪、外輪各軌道１１ａ、１０ａと各円すいころ９ａの転動面との表面粗さは、０．１０〜０．３μｍＲ_a とし、各円すいころ９ａの大径側端面と内輪８ａの大径側鍔部１２の各円すいころ９ａ側の側面との表面粗さは、０．０７〜０．１５μｍＲ_a としている。

この様な条件下で上記表１に示した７種類の円すいころ軸受に就いて、耐久試験と動トルク測定とアキシアル剛性試験とを行なった。先ず、このうちの耐久試験に就いて説明する。
（１）耐久試験
この耐久試験では、図２に示す様な耐久試験機を使用した。そして、軸１７の中間部にサポート軸受１８を装着し、この軸１７の両端部に２個の試験用の円すいころ軸受６ａ、６ａを装着する事により、円すいころ軸受６ａ、６ａを２個ずつ試験する事ができる様にした。又、潤滑油として７５Ｗ−９０のギヤオイルを供給すると共に、２００００Ｎのラジアル荷重Ｆ_r と１５０００Ｎのアキシアル荷重Ｆ_a とを加える事により３２０００Ｎの動等価荷重Ｐ（≒０．４２Ｃ_r ）を作用させた。そして、外輪７ａ、７ａをハウジング１９、２０に固定し、内輪８ａ、８ａを外嵌した軸１７を、５／１０００ラジアン傾斜させた状態で、この軸１７を３０００min^-1 （r.p.m.）の速度で回転させた。更に、潤滑油中には、硬さがＨv ７５０で７５〜１５０μｍの大きさの異物を０．０５ｇ混入させた。そして、前記表１に示した７種類の円すいころ軸受毎に、それぞれ５個（Ｎ＝５）ずつ耐久試験を行ない、振動センサにより検出される振動値が初期振動の５倍になった時点で試験を中止し、内輪、外輪各軌道１１ａ、１０ａと各円すいころ９ａの転動面とでの剥離の発生の有無を観察した。又、上述した実験条件から計算により求められる軸受寿命Ｌ_c は１００時間（ｈｒ）である為、耐久試験は１００時間で打ち切った。尚、剥離は、内輪、外輪各軌道１１ａ、１０ａと各円すいころ９ａの転動面とで、ほぼ同じ頻度で発生した。上
記表１に、この様にして行なった耐久試験の結果を、「Ｌ₁₀」の欄に示している。尚、表１中、「１００→」は、１００時間経過した耐久試験終了後でも剥離が発生していなかった事を表している。

上記表１に示した耐久試験の結果から明らかな様に、各実施品の場合には、軸受寿命を十分に長くする事ができた。即ち、各実施品１〜４の総ての試験品で、耐久試験終了後でも内輪、外輪各軌道１１ａ、１０ａと各円すいころ９ａの転動面とに剥離は発生しなかった。これに対して、比較品１〜３の何れの場合も、耐久試験を打ち切る１００時間経過前に内輪、外輪各軌道１１ａ、１０ａと各円すいころ９ａの転動面とのうちの少なくとも一方の面に剥離が発生した。

例えば、内輪軌道１１ａ及び円すいころ９ａの転動面にクラウニング加工を施していない比較品１の場合には、各試験品の総てでエッヂロードによる剥離が発生し、Ｌ₁₀は１３時間と短くなった。又、内輪、外輪各軌道１１ａ、１０ａ及び各円すいころ９ａの転動面にクラウニング加工を施しているが、Ｌ₁ ／Ｌ₂ ＝１．０となっている比較品２の場合も、やはりエッヂロードによる剥離が発生し、Ｌ₁₀は３５時間と短くなった。又、内輪、外輪各軌道１１ａ、１０ａの軸方向中央部に、軸方向に関する断面形状が一定の曲率半径Ｒ₁ を有する凹状の第一曲面部を設けると共に、各円すいころ９ａの転動面にクラウニング加工を施しており、Ｌ₁ ／Ｌ₂ ≒０．８となっている比較品３の場合には、エッヂロードによる剥離は認められなかった。但し、比較品３の場合には、Σρが大きくなる事により内輪、外輪各軌道１１ａ、１０ａと各円すいころ９ａの転動面との中央部の平均面圧が高くなり、異物による圧痕に起因する剥離が発生し、Ｌ₁₀は８０時間と各実施品の場合よりも短くなった。

（２）動トルク測定
次に、前記表１に示した７種類の円すいころ軸受に就いて、動トルク測定を行なった結果に就いて説明する。この動トルク測定は、潤滑油として７５Ｗ−９０のギヤオイルを５０ｃｃ／min 供給すると共に、５０℃の温度条件で３０００Ｎのアキシアル荷重Ｆ_a を加えた状態で、内輪８ａを３０００min^-1 の速度で回転させた場合の回転トルクを測定した。又、この回転トルクは、上記表１に示した７種類の円すいころ軸受毎に、それぞれ２個（Ｎ＝２）ずつで測定し、これら２個ずつでの平均値（平均トルク）を求めた。上記表１の「回転トルク」の欄中の数値は、この平均値を表している。尚、この様にして求められる各円すいころ軸受の動トルクには、各転がり接触部での転がり抵抗が大きく影響する事が分かっている。

上記表１に示した動トルク測定の結果から明らかな様に、各実施品の場合には、回転トルクを十分に小さく抑える事ができた。例えば、各実施品１〜４の回転トルクの平均値は、この平均値が１２００Ｎmmである比較品２に対して、約３５〜４５％も低減できた。この理由は、各実施品１〜４の場合には、Ｌ₁ ／Ｌ₂ を約０．４〜０．８と、比較品２の場合よりも小さくしたことにより、転がり接触長さを小さくできた事による。又、内輪軌道１１ａ及び各円すいころ９ａの転動面にクラウニング加工を施していない、比較品１の場合には、これら内輪軌道１１ａと転動面とのほぼ総ての部分で転がり接触する為、転がり抵抗が大きくなり、回転トルクの平均値が１８００Ｎmmと、各実施品に対して著しく大きくなった。尚、内輪、外輪各軌道１１ａ、１０ａの軸方向中央部に、軸方向に関する断面形状が一定の曲率半径Ｒ₁ を有する第一曲面部を設けると共に、各円すいころ９ａの転動面にクラウニング加工を施しており、Σρが各実施品の場合よりも大きくなった比較品３の場合には、回転トルクを６５０Ｎmmと各実施品の場合よりも小さくできた。

（３）アキシアル剛性試験
次に、前記表１に示した７種類の円すいころ軸受に就いて、アキシアル剛性試験を行なった結果に就いて説明する。このアキシアル剛性試験は、外輪７ａを固定し、内輪８ａにアキシアル荷重Ｆ_a として５０００Ｎを負荷した場合の、この内輪８ａのアキシアル変位量を求める事により行なった。このアキシアル変位量はアキシアル剛性の逆数となる為、このアキシアル変位量が小さくなる程、アキシアル剛性は高くなる。又、アキシアル変位量は、各実施品及び各試験品で２個ずつ（Ｎ＝２）測定し、これら２個ずつの測定値の平均値を求めた。前記表１の「アキシアル変位」の欄中の数値は、この平均値を表している。

上記表１に示したアキシアル剛性試験の結果から明らかな様に、各実施品の場合には、Ｒ₃ ／Ｒ₁ ＝０．９５１〜０．９９０としている為、Σρを小さくでき、アキシアル剛性を十分に高くできた。これに対して、比較品２の場合には、Σρが大きくなると共に、内輪軌道１１ａの軸方向中央部の軸方向に関する断面形状が凸状になっている為、アキシアル変位量が２５μｍと、各実施品の場合よりも大きくなり、アキシアル剛性が各実施品の場合よりも悪化した。又、比較品３の場合には、Σρが比較品２の場合よりも更に大きくなり、アキシアル剛性が比較品２の場合よりも更に悪化した。尚、比較品１の場合には、アキシアル変位量が１７μｍと、各実施品の場合よりも小さくなり、アキシアル剛性が各実施品の場合よりも高くなってはいる。但し、前述の耐久試験及び動トルク測定の結果で説明した様に、上記比較品１の場合には、軸受寿命及びトルク低減の面から各実施品に対して劣っている。

尚、上述した各実施品に於いては、前述した様に、内輪、外輪各軌道１１ａ、１０ａと各円すいころ９ａの転動面との表面粗さを、０．１０〜０．３μｍＲ_a とし、各円すいころ９ａの大径側端面と内輪８ａの大径側鍔部１２のうちの各円すいころ９ａ側の側面との表面粗さを、０．０７〜０．１５μｍＲ_a としている。但し、これら各円すいころ９ａの大径側端面と上記大径側鍔部１２のうちの各円すいころ９ａ側の側面とのみの表面粗さを、更に向上させて、０．０６μｍＲ_a 以下とすれば、更なるトルク低減を図れる。

更に、上述した各実施品は、軸受鋼の一種であるＳＵＪ２を使用したが、肌焼き鋼等の、異物による表面損傷を生じにくい材料を使用すれば、軸受寿命を更に向上させる事ができる。

本発明の実施例１の円すいころ軸受を、一部を誇張して示す部分断面図。耐久試験機を示す断面図。本発明の対象となる円すいころ軸受を組み込んだデファレンシャルギヤの１例を示す縦断側面図。従来から知られている円すいころ軸受の１例を示す半部断面図。互いに接触する２個の物体の接近量（弾性変形量）を説明する為の図。

符号の説明

１ケーシング
２ピニオン軸
３結合フランジ
４減速小歯車
５減速大歯車
６ａ、６ｂ円すいころ軸受
７ａ、７ｂ外輪
８ａ、８ｂ内輪
９ａ、９ｂ円すいころ
１０ａ、１０ｂ外輪軌道
１１ａ、１１ｂ内輪軌道
１２大径側鍔部
１３小径側鍔部
１４保持器
１５第一曲面部
１６第二曲面部
１７軸
１８サポート軸受
１９ハウジング
２０ハウジング

Claims

内周面に円すい凹面状の外輪軌道を有する外輪と、外周面に円すい凸面状の内輪軌道を有する内輪と、外周面をこれら外輪軌道及び内輪軌道に接触する円すい凸面状の転動面とし、これら外輪軌道と内輪軌道との間に転動自在に設けられた複数個の円すいころとを備えた円すいころ軸受に於いて、これら各円すいころの転動面に一定の曲率半径を有するクラウニング加工を施しており、上記外輪軌道及び内輪軌道は、それぞれの軸方向中央部に設けられた、軸方向に関する断面形状が一定の曲率半径Ｒ₁ を有する凹状の第一曲面部と、この第一曲面部の両端部から滑らかに連続し、軸方向両端寄りに向かう程上記転動面から離れる方向に形成された、軸方向に関する断面形状が一定の曲率半径Ｒ₂ を有する凸状の第二曲面部とから成るものであり、上記転動面の軸方向に関する断面形状の曲率半径をＲ₃ とした場合に、Ｒ₃ ＝（０．９５１〜０．９７６）×Ｒ₁ である事を特徴とする円すいころ軸受。
外輪軌道及び内輪軌道に設けられた第一曲面部の、各円すいころの軸方向に関する長さをＬ₁ とし、これら各円すいころの軸方向長さをＬ₂ とした場合に、Ｌ₁ ＝（０．４〜０．８）×Ｌ₂ である、請求項１に記載した円すいころ軸受。
内周面に円すい凹面状の外輪軌道を有する外輪と、外周面に円すい凸面状の内輪軌道を有する内輪と、外周面をこれら外輪軌道及び内輪軌道に接触する円すい凸面状の転動面とし、これら外輪軌道と内輪軌道との間に転動自在に設けられた複数個の円すいころとを備えた円すいころ軸受に於いて、これら各円すいころの転動面に一定の曲率半径を有するクラウニング加工を施しており、上記外輪軌道及び内輪軌道は、それぞれの軸方向中央部に設けられた、軸方向に関する断面形状が一定の曲率半径Ｒ₁ を有する凹状の第一曲面部と、この第一曲面部の両端部から滑らかに連続し、軸方向両端寄りに向かう程上記転動面から離れる方向に形成された、軸方向に関する断面形状が一定の曲率半径Ｒ₂ を有する凸状の第二曲面部とから成るものであり、上記転動面の軸方向に関する断面形状の曲率半径をＲ₃ とし、上記第一曲面部の、上記各円すいころの軸方向に関する長さをＬ₁ とし、これら各円すいころの軸方向長さをＬ₂ とした場合に、Ｒ₃ ＝（０．９５１〜０．９９０）×Ｒ₁ 、且つ、Ｌ₁ ＝（０．４〜０．５）×Ｌ₂ である事を特徴とする円すいころ軸受。