JP2018044670A - ハブユニット - Google Patents

Abstract

【課題】回転トルクの増大を抑制しつつ、剛性を向上させることができるハブユニットを提供する。【解決手段】ハブユニット（１０）は、車両に取り付けられる。ハブユニット（１０）は、外輪（１）と、内軸（２）と、内輪（３）と、第１転動体（４１）と、第２転動体（４２）とを備える。外輪（１）は、第１外側軌道面（１３１）及び第２外側軌道面（１３２）を有する。内輪（３）は、第１内側軌道面（３１）を有する。内軸（２）は、第２内側軌道面（２３２）を有する。第１及び第２転動体（４１，４２）は、軸受空間内に配置される。車両のインナ側の第１転動体（４１）は、３７°よりも小さい接触角（θ１）で第１外側軌道面（１３１）及び第１内側軌道面（３１）に接触する。車両のアウタ側の第２転動体（４２）は、３７°よりも大きい接触角（θ２）で第２外側軌道面（１３２）及び第２内側軌道面（２３２）に接触する。【選択図】図２

Description

本開示は、ハブユニットに関し、より詳細には車両に取り付けられるハブユニットに関する。

車両用の軸受装置であるハブユニットは、内軸及び外輪を備える。内軸の車両側の端部には内輪が固定される。内軸及び内輪は、外周に軌道面を有する。外輪は、内軸及び内輪の軌道面に対応する軌道面を内周に有する。内軸及び内輪と外輪との間には、軸受空間が形成される。軸受空間には、複数列の転動体が配置される。軸受空間は、密封装置によって密封されている。

ハブユニットの剛性が高いほど、ハブユニットが搭載された車両の操舵感が向上する。ハブユニット全体の剛性には、ハブユニットの内部剛性が大きな影響を与える。

特許文献１には、車両の旋回走行時、ハブユニットにおいて、車両のインナ側の転動体に大きなラジアル荷重が負荷されると記載されている。特許文献１には、ハブユニットの回転速度や負荷荷重が大きくなると、転動体と軌道面との接触部における、摩擦による発熱量が増大するとも記載されている。そこで、特許文献１のハブユニットでは、インナ側の転動体の接触角をアウタ側の転動体の接触角よりも小さくして、インナ側の転動体のラジアル荷重の支承能力の向上とともに摩擦による発熱量の低減を図っている。

特許第４２２５００６号公報

ハブユニットの内部剛性を向上させた場合、回転トルクが増大する可能性がある。特許文献１には、インナ側の転動体の接触角をアウタ側の転動体の接触角よりも小さくすることにより、回転トルク（軸受トルク）から換算される発熱量が少なくなることが記載されている。しかしながら、特許文献１のハブユニットには、回転トルクの増大抑制及び剛性の向上の両立という点で、より改善する余地がある。

本開示は、回転トルクの増大を抑制しつつ、剛性を向上させることができるハブユニットを提供することを目的とする。あわせて、本開示は、軸受寿命を向上させることができるハブユニットを提供することを目的とする。

本開示に係るハブユニットは、車両に取り付けられる。ハブユニットは、外輪と、内軸と、内輪と、複数の第１転動体と、複数の第２転動体とを備える。外輪は、第１外側軌道面と、第２外側軌道面とを内周面に有する。第２外側軌道面は、ハブユニットが車両に取り付けられた状態において第１外側軌道面よりも車幅方向外方側に配置される。内軸は、前記外輪の内周に前記外輪と同心状に配置され、車幅方向外方側に車輪が取り付けられる。内輪は、前記内軸の車幅方向内方側に圧入される。内輪は、第１内側軌道面を外周面に有する。第１内側軌道面は、第１外側軌道面に対応する。内軸は、第２内側軌道面を外周面に有する。第２内側軌道面は、第２外側軌道面に対応する。複数の第１転動体は、軸受空間内に配置される。複数の第１転動体は、３７°よりも小さい接触角で第１外側軌道面及び第１内側軌道面に接触する。軸受空間は、外輪と内輪が装着された内軸との間に形成される。複数の第２転動体は、軸受空間内に配置される。複数の第２転動体は、３７°よりも大きい接触角で第２外側軌道面及び第２内側軌道面に接触する。

上記ハブユニットでは、車幅方向内方に配置される第１転動体の接触角が３７°より小さく、車幅方向外方に配置される第２転動体の接触角が３７°よりも大きい。詳しくは後述するが、この構成によれば、ハブユニットにおいて、回転トルクの増大を抑制しつつ、剛性を向上させることができる。

本実施の形態のハブユニットは、内軸に対する内輪の押し込み度合いによって決まるアキシアル隙間は、−０．１ｍｍ以上で−０．０１５ｍｍ以下である。

ハブユニットの寿命について要求を満たすとともに、ハブユニットの剛性を向上させることができる。

本実施の形態のハブユニットは、内軸に対する内輪の押し込み度合いによって決まるアキシアル隙間は、−０．０６５ｍｍ以上で−０．０１５ｍｍ以下である。

ハブユニットの寿命を高く維持できるとともに、ハブユニットの剛性を向上させることができる。

本開示に係るハブユニットによれば、回転トルクの増大を抑制しつつ、剛性を向上させることができる。

図１は、実施形態に係るハブユニットの概略構成を示す縦断面図である。 図２は、図１に示すハブユニットのＩＩ−ＩＩ部分の拡大図である。 図３は、実施形態に係るハブユニットの側面図である。 図４は、実施形態に係るハブユニットを軸方向についてアウタ側から見た図である。 図５は、実施形態に係るハブユニットを軸方向についてインナ側から見た図である。 図６は、実施形態に係るハブユニットに車両の懸架装置やブレーキディスクを組み付けた組立品を車両後方側から見た図である。 図７は、実施形態に係るハブユニットに車両の懸架装置やブレーキディスクを組み付けた組立品を軸方向のインナ側から見た図である。 図８は、実施形態に係るハブユニットに車両の懸架装置やブレーキディスクを組み付けた組立品を軸方向のアウタ側から見た図である。 図９は、実施形態に係るハブユニットに車両の懸架装置やブレーキディスクを組み付けた組立品を車両後方側から見た断面図である。 図１０は、車両のアウタ側及びインナ側の各転動体の接触角とハブユニットの剛性との関係を示すグラフである。 図１１は、車両のアウタ側及びインナ側の各転動体の接触角とハブユニットの回転トルクとの関係を示すグラフである。 図１２は、アキシアル隙間と傾き角との関係を示すグラフである。 図１３は、アキシアル隙間と傾き角の勾配との関係を示すグラフである。 図１４は、アキシアル隙間と回転トルクとの関係を示すグラフである。 図１５は、アキシアル隙間と軸受寿命との関係を示すグラフである。

以下、実施形態について図面を参照しつつ説明する。図中同一及び相当する構成については同一の符号を付し、同じ説明を繰り返さない。説明の便宜上、各図において、構成を簡略化又は模式化して示したり、一部の構成を省略して示したりする場合がある。

［ハブユニットの構造］
図１は、実施形態に係るハブユニット１０の縦断面図である。縦断面とは、ハブユニット１０の軸心である直線Ｘを通る平面で切断したときの面をいう。横断面は、直線Ｘに直交する平面で切断したときの面である。直線Ｘが延びる方向は、ハブユニット１０の軸方向、及びハブユニット１０が取り付けられる車両の車幅方向である。以下、ハブユニット１０の軸方向において、車両に取り付けたときに車体に近い方をインナ側、車体から遠い方をアウタ側と称する。車両に取り付けた状態のハブユニット１０における上下を、単に上下という。図１における上下方向は、ハブユニット１０の上下方向と一致している。

図１に示すように、ハブユニット１０は、外輪１と、内軸２と、内輪３と、第１及び第２転動体４１，４２と、密封装置５と、キャップ６とを備える。

外輪１は、外輪本体１１と、外輪フランジ１２とを備える。外輪１は、第１外側軌道面１３１と、第２外側軌道面１３２とを内周面に有する。

外輪本体１１は、直線Ｘを軸心とする概略円筒状をなす。外輪本体１１の内周面には、第１外側軌道面１３１及び第２外側軌道面１３２が設けられている。各外側軌道面１３１，１３２は、それぞれ、直線Ｘを軸心とする環状面である。第１外側軌道面１３１は、第２外側軌道面１３２よりもインナ側に配置されている。

外輪フランジ１２は、外輪本体１１の外周面から径方向外方に突出する。外輪フランジ１２は、直線Ｘを軸心とする概略環状をなす。外輪フランジ１２には、車両の懸架装置７（後で図６〜図９を用いて説明する。）が取り付けられる。

内軸２は、外輪１に挿入される。内軸２のインナ側の端部には、内輪３が装着される。内輪３は、第１外側軌道面１３１に対応する第１内側軌道面３１を外周面に有する。内軸２は、第２外側軌道面１３２に対応する第２内側軌道面２３２を外周面に有する。

内軸２は、内軸本体２１と、内軸フランジ２２とを含む。内軸本体２１は、直線Ｘを軸心とする概略円柱状をなす。内軸本体２１は、外輪本体１１に挿入される。内軸本体２１は、外輪本体１１と同軸に配置される。内軸本体２１の外周面には、第２内側軌道面２３２が設けられている。第２内側軌道面２３２は、直線Ｘを軸心とする環状面である。第２内側軌道面２３２は、第２外側軌道面１３２と対向する。

内軸フランジ２２は、内軸本体２１の外周面から径方向外方に突出する。内軸フランジ２２は、直線Ｘを軸心とする概略環状をなす。内軸フランジ２２には、ディスクホイールやブレーキディスク等が取り付けられる。内軸フランジ２２に取り付けられたブレーキディスク９については図６〜図９を用いて後で説明する。

内輪３は、直線Ｘを軸心とする筒状をなす。内輪３は、内軸本体２１に固定されている。内軸本体２１のインナ側の端部は、径方向外方にかしめられ、内輪３のインナ側の端面に接触している。すなわち、内輪３は、内軸本体２１にかしめ固定されている。ただし、内輪３に対して内軸本体２１を圧入することにより、内輪３が内軸本体２１に固定されていてもよい。

内輪３の外周面には、第１内側軌道面３１が設けられている。第１内側軌道面３１は、直線Ｘを軸心とする環状面である。第１内側軌道面３１は、第２内側軌道面２３２よりもインナ側に配置されている。第１内側軌道面３１は、第１外側軌道面１３１と対向する。

外輪１と内軸２及び内輪３との間には、軸受空間Ｓが形成される。軸受空間Ｓ内には、それぞれ複数の第１及び第２転動体４１，４２が配置されている。複数の第１転動体４１は、直線Ｘを中心として円環状に配列される。複数の第２転動体４２は、直線Ｘを中心として円環状に配列される。第１転動体４１は、第２転動体４２よりもインナ側に配置されている。

第１転動体４１は、第１外側軌道面１３１及び第１内側軌道面３１に接触して配置される。第２転動体４２は、第２外側軌道面１３２及び第２内側軌道面２３２に接触して配置される。アウタ側の第２転動体４２の接触角は、インナ側の第１転動体４１の接触角よりも大きい。第１及び第２転動体４１，４２の接触角については後述する。

密封装置５は、直線Ｘを軸心とする概略環状をなす。密封装置５は、外輪本体１１と内軸本体２１との間に取り付けられる。密封装置５は、軸受空間Ｓのアウタ側の端部を封鎖する。軸受空間Ｓのインナ側の端部は、キャップ６によって封鎖されている。

図２は、図１に示すハブユニット１０の上部（ＩＩ−ＩＩ部分）の拡大図である。図２に示すように、第１及び第２転動体４１，４２は、それぞれ、接触角θ１，θ２を有する。第１転動体４１は、第１外側軌道面１３１及び第１内側軌道面３１に接触角θ１で接触する。第２転動体４２は、第２外側軌道面１３２及び第２内側軌道面２３２に接触角θ２で接触する。

ハブユニット１０は、背面配列の軸受装置である。すなわち、ハブユニット１０では、第１及び第２外側軌道面１３１，１３２の背面同士が互いに近接する。第１転動体４１の接触角θ１は、ハブユニット１０の軸心Ｘに直交する平面に対して第２転動体４２側に傾いた角である。第２転動体４２の接触角θ２は、ハブユニット１０の軸心Ｘに直交する平面に対して第１転動体４１側に傾いた角である。

ハブユニット１０の縦断面において、第１転動体４１の接触角θ１は、直線Ｌ１１と直線Ｌ１２とがなす角である。直線Ｌ１１は、ハブユニット１０の縦断面において、第１転動体４１の中心を通り、ハブユニット１０の軸心Ｘに垂直に延びる。直線Ｌ１２は、ハブユニット１０の縦断面において、第１外側軌道面１３１と第１転動体４１との接触点を通り、第１転動体４１の中心で直線Ｌ１１と交差する。直線Ｌ１２が延びる方向は、外輪１及び内輪３と第１転動体４１との間に作用する荷重の方向である。

ハブユニット１０の縦断面において、第２転動体４２の接触角θ２は、直線Ｌ２１と直線Ｌ２２とがなす角である。直線Ｌ２１は、ハブユニット１０の縦断面において、第２転動体４２の中心を通り、ハブユニット１０の軸心Ｘに垂直に延びる。直線Ｌ２２は、ハブユニット１０の縦断面において、第２外側軌道面１３２と第２転動体４２との接触点を通り、第２転動体４２の中心で直線Ｌ２１と交差する。直線Ｌ２２が延びる方向は、外輪１及び内軸２と第２転動体４２との間に作用する荷重の方向である。

図３は、実施形態に係るハブユニットの側面図である。図に示すように、外輪本体１１は、直線Ｘを軸心とする概略円筒状をなす。外輪本体１１のインナ側には、ハブユニット１０の径方向で外方に向って外輪フランジ１２が延びている。また、内軸本体２１も、直線Ｘを軸心とする概略円筒状をなす。内軸本体２１には、ハブユニット１０の径方向で外方に向って内軸フランジ２２が延びている。内軸フランジ２２には複数のボルト２５，２５・・・が挿入されている。内軸フランジ２２には、ボルト２５，２５・・・によって、ディスクホイールやディスクブレーキ９が取り付けられる。

図４は、実施形態に係るハブユニット１０を軸方向についてアウタ側から見た図である。図に示すように、外輪本体１１には、上部に２つの外輪フランジ１２・１２が取り付けられ、下部に２つの外輪フランジ１２・１２が取り付けられている。外輪フランジ１２には、ボルト挿入孔１２１が設けられている。

図４に示すように、内軸フランジ２２は、軸方向から見て概略円形状である。内軸フランジ２２の径方向で外端からやや内側に入ったところには、リブ２２１が周方向に等間隔で形成されている。リブ２２１には、複数のボルト挿入孔２２２，２２２・・・が形成されている。リブ２２１により、ボルト挿入孔２２２が形成されている周辺については、内軸フランジ２２の軸方向の厚みが補強されている。ボルト挿入孔２２２には、前述したボルト２５が挿入される。

図５は、実施形態に係るハブユニット１０を軸方向についてインナ側から見た図である。図５にも示すように、内軸フランジ２２は、軸方向から見て概略円形状である。上述した内軸フランジ２２に設けられたリブ２２１は、インナ側の面には設けられていない。インナ側の面には前述した複数のボルト挿入孔２２２，２２２・・・が周方向に等間隔で形成されている。

図６は、実施形態に係るハブユニット１０に車両の懸架装置７やブレーキディスク９を組み付けた組立品１００を車両後方側から見た図である。図に示すように、組立品１００のインナ側には、懸架装置７が取り付けられている。懸架装置７は、図４で示した外輪フランジ１２に設けられたボルト挿入孔１２１に挿入されたボルト１５，１５・・・によって、外輪１に固定されている。

図６に示すように、組立品１００のインナ側には、ダストカバー８が取り付けられている。ダストカバー８は、図４で示した外輪フランジ１２に設けられたボルト挿入孔１２１に挿入されたボルト１５，１５・・・によって、外輪１に固定されている。

図６に示すように、組立品１００のアウタ側には、ブレーキディスク９が取り付けられている。ブレーキディスク９は、図４および図５で示した内軸フランジ２２に設けられたボルト挿入孔２２１に挿入されたボルト２５，２５・・・によって、内軸２に固定されている。

図７は、実施形態に係るハブユニット１０に車両の懸架装置７やブレーキディスク９を組み付けた組立品１００を軸方向のインナ側から見た図である。図に示すように、ダストカバー８は、車両の後方側（図面の右側が車両後方側である）を覆っているが、車両の前方側はブレーキディスク９が露出している。このダストカバー８の設けられていない部分には、図示せぬブレーキシューが取り付けられる。

図８は、実施形態に係るハブユニット１０に車両の懸架装置７やブレーキディスク９を組み付けた組立品１００を軸方向のアウタ側から見た図である。ブレーキディスク９は、周方向で等間隔に設けられたボルト２５，２５・・・によって内軸フランジ２２に取り付けられている。

図９は、実施形態に係るハブユニット１０に車両の懸架装置７やブレーキディスク９を組み付けた組立品１００を車両後方側から見た断面図である。図に示すように、ブレーキディスク９は、外輪１および内軸２のアウタ側を覆うようにして取り付けられている。ブレーキディスク９のアウタ側の端部がボルト２５，２５・・・によって、内軸２に取り付けられている。懸架装置７は、外輪フランジ１２のインナ側の面に接触するようにして取り付けられている。ダストカバー８も、外輪フランジ１２のインナ側の面に接触するようにして取り付けられている。

再び、図２を参照する。第１転動体４１の接触角θ１は、３７°よりも小さくなるように設定される。第２転動体４２の接触角θ２は、３７°よりも大きくなるように設定される。以下、その理由について説明する。

接触角θ１，θ２の最適な範囲を決定するため、本発明者等は、Ｈｅｌｚ接触を基礎とした軸受理論による計算を実施した。具体的には、インナ側の第１転動体４１の接触角θ１の値を固定してアウタ側の第２転動体４２の接触角θ２の値を変化させ、接触角θ２の各値におけるフランジ傾き角及び回転トルクを計算した。また、アウタ側の第２転動体４２の接触角θ２の値を固定してインナ側の第１転動体４１の接触角θ１の値を変化させ、接触角θ１の各値におけるフランジ傾き角及び回転トルクを計算した。フランジ傾き角は、外輪フランジ１２と内軸フランジ２２との相対傾き角であり、一般に、ハブユニット１０の剛性を示す指標として用いられる。

計算に用いた条件を表１に示す。表１において、第１転動体４１及び第２転動体４２の玉数はそれぞれ１１個であり、ピッチ円直径（ＰＣＤ）、玉径、及び素材は、第１転動体４１と第２転動体４２とで共通である。

図１０は、接触角θ１，θ２の各々とハブユニット１０の剛性（フランジ傾き角）との関係を示すグラフである。図１１は、接触角θ１，θ２の各々とハブユニット１０の回転トルクとの関係を示すグラフである。図１０及び図１１において、フランジ傾き角及び回転トルクは、それぞれ、基準値に対する比率［％］で示されている。

図１０に示すように、ハブユニット１０の剛性は、インナ側の第１転動体４１の接触角θ１が小さくなるにつれて向上する傾向にある。そして、接触角θ１が３７°未満になると、剛性の変化は緩やかになる。このことから、高い剛性を安定して確保するためには、第１転動体４１の接触角θ１は３７°よりも小さいことが好ましいといえる。第１転動体４１の接触角θ１は、３７°未満であればよいが、好ましくは２０°以上である。

ハブユニット１０の剛性は、アウタ側の第２転動体４２の接触角θ２が大きくなるほど高くなる。よって、剛性の向上という観点からは、接触角θ２は大きいほどよい。ただし、現実的には、接触角θ２は７０°以下である。

図１１に示すように、ハブユニット１０の回転トルクは、アウタ側の第２転動体４２の接触角θ２が大きくなるにつれて低減する。そして、接触角θ２が３７°を超えた時点で、回転トルクはほとんど一定になる。このことから、回転トルクの低減効果を得るためには、第２転動体４２の接触角θ２は３７°よりも大きいことが好ましいといえる。

回転トルクは、インナ側の接触角θ１が小さくなるほど増大する傾向にある。上述したように、良好な剛性を得るためには接触角θ１を３７°よりも小さくする必要があるが、これにより回転トルクが大きくなったとしても、アウタ側の接触角θ２を３７°よりも大きくすることで得られる回転トルクの低減効果と相殺される。よって、回転トルクの増大を抑制することができる。

以上説明したように、本実施形態に係るハブユニット１０は、第１転動体４１および第２転動体４２の接触角を調整することで、回転トルクの増大を抑制しつつ、ハブユニット１０の剛性を向上させることができる。本実施の形態に係るハブユニット１０は、さらに次に説明するように、アキシアル隙間を調整することで、ハブユニット１０の剛性、回転トルクおよび寿命の最適化を図るようにしている。

ハブユニット１０のアキシアル隙間は、内輪３の内軸２に対する押し込み度合いによって決定される。内輪３の内軸２に対する軸方向への押し込み度合いにより、内輪３によって転動体４１が圧力を受ける。転動体４１が受ける圧力は、軌道面１３１を介して外輪１に伝達される。軌道面１３１を介して外輪１が受けた圧力は、軌道面１３２を介して転動体４２に伝達される。転動体４２が受けた圧力は内軸２に伝達される。このように内輪３の押し込み度合いにより、外輪１、内軸２、転動体４１・４２に圧力が加わり、これらが均等化されてハブユニット１０全体の剛性あるいは回転トルクに影響を与える。内輪３の内軸２に対する押し込み度合いが強くなればなるほどアキシアル隙間は小さくなる。

図１２は、アキシアル隙間と傾き角との関係を示すグラフである。傾き角は、外輪フランジ１２と内軸フランジ２２との相対傾き角（フランジ傾き角）である。図中、グラフ２０１は、従来のハブユニットのアキシアル隙間と傾き角との関係を示す。図中、グラフ２０２は、本実施形態のハブユニット１０のアキシアル隙間と傾き角との関係を示す。本実施の形態のハブユニット１０とは、上述したように、第１転動体４１および第２転動体４２の接触角を調整することにより、回転トルクの増大の抑制と、剛性の向上を実現しているものを示している。

従来のハブユニットについては、グラフ２０１を見れば分かるように、アキシアル隙間が−０．０３５ｍｍより大きくなると（０に近づくと）、急激に傾き角の変化量が大きくなっている。ここで、ハブユニット１０を組み立てるときには、隙間公差を考慮する必要がある。従来のハブユニットにおいては、アキシアル隙間が−０．０３５ｍｍより大きくなると、傾き角の変化量が大きくなるため製品の性能のばらつきが大きくなる。このため、従来のハブユニットにおいては、隙間公差を考慮しても、アキシアル隙間が−０．０３５ｍｍより大きくならないよう、アキシアル隙間を小さくする必要があった。つまり、従来においては、アキシアル隙間を−０．０３５ｍｍより隙間公差分小さく設計する必要があった。

これに対して本実施形態のハブユニット１０は、グラフ２０２を見れば分かるように、アキシアル隙間が−０．０３５ｍｍより大きくなったとしても傾き角の変化量が小さい。本実施形態のハブユニット１０においては、アキシアル隙間を−０．０１５ｍｍまで大きくすることが可能である。図１２における許容ライン２００は、傾き角のばらつきの許容できる限界を示している。従来のハブユニットについては、−０．０３５ｍｍが限界であるのに対して、本実施形態のハブユニット１０は、−０．０１５ｍｍまでアキシアル隙間を大きくできることが分かる。

図１３は、アキシアル隙間と傾き角の勾配との関係を示すグラフである。図中のグラフ３０１は、図１２におけるグラフ２０１の勾配を示している。図中のグラフ３０２は、図１３におけるグラフ２０２の勾配を示している。図１４における許容ライン３００は、傾き角の勾配として許容できる限界を示している。傾き角の勾配が大きい領域は、公差を考慮すると製品の性能のばらつきが大きくなる領域である。従来のハブユニットについては、−０．０３５ｍｍが限界であるのに対して、本実施形態のハブユニット１０は、−０．０１５ｍｍまでアキシアル隙間を大きくできることが分かる。

図１４は、アキシアル隙間と回転トルクとの関係を示すグラフである。本回転トルクは外輪を固定して内軸を回転させたときの接触トルクに該当する。図から分かるように、アキシアル隙間が大きくなるほど、ハブユニット１０の回転トルクが小さくなることが分かる。上述したように、本実施形態のハブユニット１０は、従来に比べてアキシアル隙間を大きくすることができる。具体的には、アキシアル隙間を−０．０１５ｍｍまで大きくすることができる。これにより、本実施形態のハブユニット１０はアキシアル隙間の許容範囲を広げても回転トルクも抑制することが可能である。

図１５は、アキシアル隙間と軸受寿命との関係を示すグラフである。アキシアル隙間が０（軸受寿命１００％）の状態に比べると、アキシアル隙間が０より小さくなるにつれて、一旦、軸受寿命（つまりハブユニットの寿命）が長くなる。これは、アキシアル隙間が小さくなることにより、ハブユニットの剛性が高くなることが一要因である。しかし、さらにアキシアル隙間が小さくなると、次第に軸受寿命（つまりハブユニットの寿命）が短くなっていく。

図で示すように、アキシアル隙間が−０．１ｍｍまで小さくなると、アキシアル隙間が０の場合と比べて軸受寿命が４０％程度となる。このため、アキシアル隙間は、−０．１ｍｍ以上とすることが望ましい。また、図で示すように、アキシアル隙間が−０．０６５ｍｍより大きくなると、軸受寿命は、アキシアル隙間が０の場合と比べても寿命の低下を３〜５％程度に抑えることができる。このため、好ましくは、アキシアル隙間は、−０．０６５ｍｍ以上とすることが望ましい。

上述したように、本実施形態のハブユニット１０は、転動体４１・４２の接触角を調整することで、アキシアル隙間を−０．０１５ｍｍまで大きくすることが可能となった。したがって、本実施形態のハブユニット１０は、好ましくは、アキシアル隙間を−０．１ｍｍ以上で−０．０１５ｍｍ以下である。本実施形態のハブユニット１０は、さらに好ましくは、アキシアル隙間を−０．０６５ｍｍ以上で−０．０１５ｍｍ以下である。さらに、回転トルクを小さくする観点より、好ましくは−０．０３５ｍｍ〜―０．０１５ｍｍである。

［効果］
本実施形態に係るハブユニット１０では、インナ側の第１転動体４１の接触角θ１が３７°よりも小さく、アウタ側の第２転動体４２の接触角θ２が３７°よりも大きい。このようにすることで、上述した通り、回転トルクの増大を抑制しつつ、ハブユニット１０の剛性を向上させることができる。

本実施形態のハブユニット１０は、好ましくは、アキシアル隙間を−０．１ｍｍ以上で−０．０１５ｍｍ以下である。これにより、ハブユニットの寿命について要求を満たすとともに、ハブユニットの剛性を向上させることができる。本実施形態のハブユニット１０は、さらに好ましくは、アキシアル隙間を−０．０６５ｍｍ以上で−０．０１５ｍｍ以下である。ハブユニットの寿命を高く維持できるとともに、ハブユニットの剛性を向上させることができる。

以上、実施形態について説明したが、本開示は上記実施形態に限定されるものではなく、その趣旨を逸脱しない限りにおいて種々の変更が可能である。

１０：ハブユニット
１：外輪
１３１：第１外側軌道面
１３２：第２外側軌道面
２：内軸
３：内輪
７：懸架装置
８：ダストカバー
９：ブレーキディスク
３１：第１内側軌道面
２３２：第２内側軌道面
４１：第１転動体
４２：第２転動体
１００：組立品

Claims (3)

1. 車両に取り付けられるハブユニットであって、
   第１外側軌道面と、前記ハブユニットが前記車両に取り付けられた状態において前記第１外側軌道面よりも車幅方向外方側に配置される第２外側軌道面と、を内周面に有する外輪と、
   前記外輪の内周に前記外輪と同心状に配置され、車幅方向外方側に車輪が取り付けられる内軸と、
   前記内軸の車幅方向内方側に圧入されている内輪と、
   を備え、
   前記内輪は、前記第１外側軌道面に対応する第１内側軌道面を外周面に有し、
   前記内軸は、前記第２外側軌道面に対応する第２内側軌道面を外周面に有しており、
   前記ハブユニットは、さらに、
   前記外輪と前記内輪が装着された前記内軸との間に形成される軸受空間内に配置され、３７°よりも小さい接触角で前記第１外側軌道面及び前記第１内側軌道面に接触する複数の第１転動体と、
   前記軸受空間内に配置され、３７°よりも大きい接触角で前記第２外側軌道面及び前記第２内側軌道面に接触する複数の第２転動体と、
   を備える、ハブユニット。
2. 請求項１に記載のハブユニットにおいて、
   前記内軸に対する前記内輪の押し込み度合いによって決まるアキシアル隙間は、−０．１ｍｍ以上で−０．０１５ｍｍ以下であるハブユニット。
3. 請求項１に記載のハブユニットにおいて、
   前記内軸に対する前記内輪の押し込み度合いによって決まるアキシアル隙間は、−０．０６５ｍｍ以上で−０．０１５ｍｍ以下であるハブユニット。

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