JP2024087352A - Thrust ball bearing - Google Patents

Abstract

【課題】油圧式無段変速機のピストンと斜板間に組み込まれたスラスト玉軸受の内輪が高荷重かつ偏荷重によって破損することを防ぎ、そのスラスト玉軸受の長寿命化を図る。
【解決手段】内輪１１及び外輪１２に対する玉１３の接触角がθのときの接触角線Ｌ上での内輪１１の厚さをＴｉθと定義し、接触角線Ｌ上での外輪の厚さをＴｏθと定義し、玉１３の直径をＤｗと定義したとき、ＴｉθがＤｗの４０％以上６０％以下であり、ＴｏθがＤｗの２５％以上４０％以下である。
【選択図】図１

The present invention aims to prevent the inner ring of a thrust ball bearing incorporated between a piston and a swash plate of a hydraulic continuously variable transmission from being damaged by a high load and an unbalanced load, and to extend the life of the thrust ball bearing.
[Solution] When the contact angle of the ball 13 with the inner ring 11 and outer ring 12 is θ, the thickness of the inner ring 11 on the contact angle line L is defined as Tiθ, the thickness of the outer ring on the contact angle line L is defined as Toθ, and the diameter of the ball 13 is defined as Dw, Tiθ is 40% or more and 60% or less of Dw, and Toθ is 25% or more and 40% or less of Dw.
[Selected Figure] Figure 1

Description

この発明は、油圧式無段変速機に用いられるスラスト玉軸受に関する。 This invention relates to a thrust ball bearing used in a hydraulic continuously variable transmission.

芝刈り機等の農業機械には、油圧式無段変速機が使用されている（例えば、特許文献１参照）。このような油圧式無段変速機では、軸の回転力を油圧に変換させる際、または油圧を軸の回転力に変換させる際のピストン圧力を受ける部分に、それぞれスラスト玉軸受が使用されている。 Hydraulic continuously variable transmissions are used in agricultural machinery such as lawnmowers (see, for example, Patent Document 1). In such hydraulic continuously variable transmissions, thrust ball bearings are used in the parts that receive the piston pressure when converting the rotational force of the shaft into hydraulic pressure, and when converting hydraulic pressure into rotational force of the shaft.

近年、油圧式無段変速機の小型化に伴い、そのピストンと斜板間に組み込むスラスト玉軸受は高荷重条件下で使用されており、そのピストンと接触する内輪には、そのピストンから大きな荷重がかかるようになっている。その内輪の破損を防止するため、内輪の溝底厚を鋼球径の４０％に対して１．２倍～１．５倍、外輪の溝底厚を鋼球径の１５％に対して１．２倍～１．５倍とした油圧式無段変速機用のスラスト玉軸受がある（特許文献２）。 In recent years, as hydraulic continuously variable transmissions have become smaller, thrust ball bearings installed between the piston and swash plate are used under high load conditions, and the inner ring that comes into contact with the piston is subjected to a large load from the piston. To prevent damage to the inner ring, there is a thrust ball bearing for hydraulic continuously variable transmissions in which the groove bottom thickness of the inner ring is 1.2 to 1.5 times 40% of the steel ball diameter, and the groove bottom thickness of the outer ring is 1.2 to 1.5 times 15% of the steel ball diameter (Patent Document 2).

特開２００３－１９４１８３号公報JP 2003-194183 A 特許第６０３６００８号公報Japanese Patent No. 6036008

通常、スラスト玉軸受は、一方向からのアキシアル荷重を負荷し使用される。一方、油圧式無段変速機の入力軸又は出力軸の回転支部の斜板部分に使用されるスラスト玉軸受の場合、そのスラスト玉軸受はピストンから斜めに高荷重を受けるため、その荷重は高荷重かつ偏荷重となり、そのスラスト玉軸受における玉と軌道輪の接触角は理想的な接触角（９０°）ではなくなる。特許文献２に開示されたスラスト玉軸受では、高荷重を考慮した内輪の溝底肉厚と外輪の溝底肉厚、あるいは、内輪・外輪の溝底の深さの規定はなされているが、前述のような偏荷重の問題に対して好適な設計はされていない。 Normally, thrust ball bearings are used with axial loads from one direction. On the other hand, in the case of thrust ball bearings used in the swash plate portion of the rotating support of the input shaft or output shaft of a hydraulic continuously variable transmission, the thrust ball bearing receives a heavy load obliquely from the piston, which results in a heavy and unbalanced load, and the contact angle between the balls and the raceway in the thrust ball bearing is no longer the ideal contact angle (90°). In the thrust ball bearing disclosed in Patent Document 2, the groove bottom thickness of the inner ring and the groove bottom thickness of the outer ring, or the groove bottom depth of the inner and outer rings are specified in consideration of high loads, but no suitable design is made to address the problem of unbalanced loads as described above.

そこで、この発明が解決しようとする課題は、油圧式無段変速機のピストンと斜板間に組み込まれたスラスト玉軸受の内輪が高荷重かつ偏荷重によって破損することを防ぎ、そのスラスト玉軸受の長寿命化を図ることにある。 The problem that this invention aims to solve is to prevent the inner ring of the thrust ball bearing installed between the piston and swash plate of a hydraulic continuously variable transmission from being damaged by high and unbalanced loads, and to extend the life of the thrust ball bearing.

上記の課題を解決するため、この発明は、油圧式無段変速機に備わる可変容量ポンプ又は可変容量モータのピストンに接触する内輪と、前記油圧式無段変速機に備わる斜板に固定される外輪と、前記内輪と前記外輪との間に介在する複数の玉とを有するスラスト玉軸受において、前記内輪及び前記外輪に対する前記玉の接触角がθのときの接触角線上での当該内輪の厚さをＴｉθと定義し、当該接触角線上での当該外輪の厚さをＴｏθと定義し、前記玉の直径をＤｗと定義したとき、当該内輪の厚さＴｉθが当該玉径Ｄｗの４０％以上６０％以下であり、当該外輪の厚さＴｏθが当該玉径Ｄｗの２５％以上４０％以下であることを特徴とするスラスト玉軸受、という構成１を採用した。 In order to solve the above problems, the present invention employs a thrust ball bearing having an inner ring that contacts a piston of a variable displacement pump or a variable displacement motor provided in a hydraulic continuously variable transmission, an outer ring that is fixed to a swash plate provided in the hydraulic continuously variable transmission, and a plurality of balls interposed between the inner ring and the outer ring, characterized in that, when the contact angle of the balls with respect to the inner ring and the outer ring is θ, the thickness of the inner ring on the contact angle line is defined as Tiθ, the thickness of the outer ring on the contact angle line is defined as Toθ, and the diameter of the ball is defined as Dw, the thickness of the inner ring Tiθ is 40% to 60% of the ball diameter Dw, and the thickness of the outer ring Toθ is 25% to 40% of the ball diameter Dw.

すなわち、小型化が図られる油圧式無段変速機用のスラスト玉軸受としてコンパクトな軸受サイズとするため、その軸受サイズの中で高荷重かつ偏荷重を考慮した内外輪の厚さ配分を行うことにより、内外輪の破損を防いで軸受の長寿命化を図ることができる。その内外輪に対する玉の接触角θは、ピストンと斜板間でスラスト玉軸受が受ける偏荷重の方向に応じて理想的な９０°から外れた角度となる。その接触角線の方向の荷重が内外輪に負荷される。その内輪の接触角線上での厚さＴｉθが玉径Ｄｗの４０％以上であれば、荷重負荷方向の内輪の厚さをもたせて、高荷重かつ偏荷重による内輪の破損を防止することができる。一方、外輪は内輪ほどにピストンから直接高負荷を受けないので、外輪の接触角線上での厚さＴｏθが玉径Ｄｗの２５％以上であれば、外輪の破損を防止することができる。内輪の厚さＴｉθが玉径Ｄｗの６０％以下であれば、内輪の厚さＴｉθが過剰にならず、さらに内輪の厚さＴｉθ≧外輪の厚さＴｏθであれば、外輪の厚さＴｏθも過剰にならず、油圧式無段変速機用のスラスト玉軸受としてコンパクトな軸受サイズとすることは阻害されない。このように、上記構成１によれば、油圧式無段変速機のピストンと斜板間に組み込まれたスラスト玉軸受の内輪が高荷重かつ偏荷重によって破損することを防ぎ、そのスラスト玉軸受の長寿命化を図ることができる。 That is, in order to achieve a compact bearing size as a thrust ball bearing for a hydraulic continuously variable transmission that is being miniaturized, the thickness of the inner and outer rings is allocated in consideration of high and unbalanced loads within that bearing size, thereby preventing damage to the inner and outer rings and extending the life of the bearing. The contact angle θ of the balls with respect to the inner and outer rings is an angle that deviates from the ideal 90° depending on the direction of the unbalanced load that the thrust ball bearing receives between the piston and the swash plate. The load in the direction of the contact angle line is applied to the inner and outer rings. If the thickness Tiθ of the inner ring on the contact angle line is 40% or more of the ball diameter Dw, the thickness of the inner ring in the load application direction can be provided to prevent damage to the inner ring due to high and unbalanced loads. On the other hand, since the outer ring does not receive as high a load directly from the piston as the inner ring, if the thickness Toθ of the outer ring on the contact angle line is 25% or more of the ball diameter Dw, damage to the outer ring can be prevented. If the thickness Tiθ of the inner ring is 60% or less of the ball diameter Dw, the thickness Tiθ of the inner ring will not be excessive, and if the thickness Tiθ of the inner ring is equal to or greater than the thickness Toθ of the outer ring, the thickness Toθ of the outer ring will not be excessive either, and a compact bearing size for a thrust ball bearing for a hydraulic continuously variable transmission will not be hindered. Thus, according to the above configuration 1, the inner ring of the thrust ball bearing installed between the piston and swash plate of a hydraulic continuously variable transmission can be prevented from being damaged by high and unbalanced loads, and the life of the thrust ball bearing can be extended.

上記構成１において、前記内輪に形成された軌道面と前記玉の接触点から前記接触角線の方向での内輪溝深さをｈｉθと定義し、前記外輪に形成された軌道面と当該玉の接触点から当該接触角線の方向の外輪溝深さをｈｏθと定義したとき、当該内輪溝深さｈｉθが前記玉径Ｄｗの２％以上１２％以下であり、当該外輪溝深さｈｏθが当該玉径Ｄｗの２％以上１０％以下である、という構成２を採用することができる。このように、内輪溝深さｈｉθが玉径Ｄｗの２％以上であれば、内輪の軌道面からの玉の乗り上げを防ぐことができる。上記外輪溝深さｈｏθが玉径Ｄｗの２％以上であれば、外輪の軌道面からの玉の乗り上げを防ぐことができる。内輪溝深さｈｉθが玉径Ｄｗの１２％以下、外輪溝深さｈｏθが玉径Ｄｗの１０％以下であれば、保持器の厚さを確保して保持器強度の低下を防止することができる。 In the above configuration 1, when the inner ring groove depth in the direction of the contact angle line from the contact point of the raceway surface formed on the inner ring and the ball is defined as hiθ, and the outer ring groove depth in the direction of the contact angle line from the contact point of the raceway surface formed on the outer ring and the ball is defined as hoθ, the inner ring groove depth hiθ is 2% to 12% of the ball diameter Dw, and the outer ring groove depth hoθ is 2% to 10% of the ball diameter Dw. In this way, if the inner ring groove depth hiθ is 2% or more of the ball diameter Dw, it is possible to prevent the ball from riding up from the raceway surface of the inner ring. If the outer ring groove depth hoθ is 2% or more of the ball diameter Dw, it is possible to prevent the ball from riding up from the raceway surface of the outer ring. If the inner ring groove depth hiθ is 12% or less of the ball diameter Dw, and the outer ring groove depth hoθ is 10% or less of the ball diameter Dw, the thickness of the cage can be secured and the cage strength can be prevented from decreasing.

上記構成２において、前記各軌道面の溝曲率が１．０７Ｄｗ以上である、という構成３を採用することができる。内輪溝深さｈｉθ、外輪溝深さｈｏθが上記の範囲の値である場合、内輪の軌道面、外輪の軌道面の夫々の溝曲率が玉径Ｄｗの１．０７倍以上であれば、上記接触角θがついたときの玉の乗り上げを抑制できる。 In the above configuration 2, configuration 3 can be adopted in which the groove curvature of each raceway surface is 1.07Dw or more. When the inner ring groove depth hiθ and the outer ring groove depth hoθ are within the above ranges, if the groove curvature of each of the inner ring raceway surface and the outer ring raceway surface is 1.07 times the ball diameter Dw or more, it is possible to suppress the balls from running over when the above contact angle θ is applied.

上記構成１から３のいずれか１つにおいて、前記内輪のうちの前記ピストンと接触する幅面が、ビッカース硬さＨＶ８００以上のクロムめっき被膜からなる、という構成４を採用することができる。内輪の幅面はピストンが強く摺動する表面となるから、その幅面をビッカース硬さがＨＶ８００以上（一般的な軸受鋼の硬さの上限以上）のクロムめっき被膜で構成すれば、耐摩耗性の低減を防止することができる。 In any one of the above configurations 1 to 3, configuration 4 can be adopted in which the width surface of the inner ring that comes into contact with the piston is made of a chrome-plated coating having a Vickers hardness of HV800 or more. Since the width surface of the inner ring is the surface against which the piston slides strongly, if the width surface is made of a chrome-plated coating having a Vickers hardness of HV800 or more (above the upper limit of hardness for general bearing steel), a decrease in wear resistance can be prevented.

上述のように、この発明は、上記構成１の採用により、油圧式無段変速機のピストンと斜板間に組み込まれたスラスト玉軸受の内輪が高荷重かつ偏荷重によって破損することを防ぎ、そのスラスト玉軸受の長寿命化を図ることができる。 As described above, by adopting the above configuration 1, this invention can prevent the inner ring of the thrust ball bearing installed between the piston and swash plate of a hydraulic continuously variable transmission from being damaged by high and unbalanced loads, thereby extending the life of the thrust ball bearing.

この発明の実施形態に係るスラスト玉軸受を示す断面図FIG. 1 is a cross-sectional view showing a thrust ball bearing according to an embodiment of the present invention. 図１のスラスト玉軸受が組み込まれた油圧式無段変速機の一例を示す断面図FIG. 2 is a cross-sectional view showing an example of a hydraulic continuously variable transmission incorporating the thrust ball bearing of FIG. 1.

以下、この発明の一例としての実施形態に係るスラスト玉軸受を添付図面に基づいて説明する。 Below, a thrust ball bearing according to an embodiment of the present invention will be described with reference to the attached drawings.

図２に例示する油圧式無段変速機３０は、図示しないエンジンから入力軸３１に伝達された回転駆動力を油圧力に変換する可変容量ポンプ３２と、油圧力を回転駆動力に戻して出力軸４１に伝達する可変容量モータ４２と、を備える。油圧式無段変速機３０は、可変容量ポンプ３２の斜板角変更を行うことにより、入力軸３１に伝達された回転駆動力を前進側、後進側の駆動力に無段階に変更して出力軸４１から出力したり、この出力を停止したりする。 The hydraulic continuously variable transmission 30 illustrated in FIG. 2 includes a variable displacement pump 32 that converts the rotational driving force transmitted from an engine (not shown) to an input shaft 31 into hydraulic pressure, and a variable displacement motor 42 that converts the hydraulic force back into a rotational driving force and transmits it to an output shaft 41. The hydraulic continuously variable transmission 30 changes the swash plate angle of the variable displacement pump 32 to continuously change the rotational driving force transmitted to the input shaft 31 into a forward or reverse driving force and output it from the output shaft 41, or stops this output.

可変容量ポンプ３２は、入力軸３１と一体回動するシリンダブロック３３と、シリンダブロック３３のピストン室３４内を往復動するピストン３５と、ガイドブロック３６のガイド面に沿って回動する斜板３７と、を備える。斜板３７には、スラスト玉軸受１０がピストン３５の先端部と接触する位置に配置されている。シリンダブロック３３のうち、入力軸３１周りの周方向複数箇所にそれぞれピストン室３４が設けられ、各ピストン室３４にピストン３５が配置されている。斜板３７は、入力軸３１の軸線に対して傾斜している。スラスト玉軸受１０は斜板３７と共に回動する。可変容量ポンプ３２は、斜板３７が回動操作することで、ピストン３５の往復動ストロークを変化させ、ピストン室３４が吐出する油量を変化させるようになっている。 The variable displacement pump 32 includes a cylinder block 33 that rotates integrally with the input shaft 31, a piston 35 that reciprocates in a piston chamber 34 of the cylinder block 33, and a swash plate 37 that rotates along the guide surface of the guide block 36. The thrust ball bearing 10 is disposed in the swash plate 37 at a position where it contacts the tip of the piston 35. The cylinder block 33 is provided with piston chambers 34 at multiple locations in the circumferential direction around the input shaft 31, and a piston 35 is disposed in each piston chamber 34. The swash plate 37 is inclined with respect to the axis of the input shaft 31. The thrust ball bearing 10 rotates together with the swash plate 37. The variable displacement pump 32 is configured to change the reciprocating stroke of the piston 35 by rotating the swash plate 37, thereby changing the amount of oil discharged by the piston chamber 34.

可変容量モータ４２は、出力軸４１と一体回動するシリンダブロック４３と、シリンダブロック４３のピストン室４４内を往復動するピストン４５と、出力軸４１の軸線に対して傾斜した斜板４６と、を備えている。シリンダブロック４３のうち、出力軸４１周りの周方向複数箇所にそれぞれピストン室４４が設けられ、各ピストン室４４にピストン４５が配置されている。斜板４６には、別のスラスト玉軸受１０がピストン４５の先端部と接触する位置に配置されている。 The variable displacement motor 42 includes a cylinder block 43 that rotates integrally with the output shaft 41, pistons 45 that reciprocate within piston chambers 44 of the cylinder block 43, and a swash plate 46 that is inclined with respect to the axis of the output shaft 41. In the cylinder block 43, piston chambers 44 are provided at multiple locations in the circumferential direction around the output shaft 41, and pistons 45 are disposed in each piston chamber 44. Another thrust ball bearing 10 is disposed in the swash plate 46 at a position where it contacts the tip of the piston 45.

可変容量ポンプ３２の各ピストン室３４から油が吐出されると、シリンダブロック４３の各ピストン室４４に油が供給される。そして、各ピストン４５がピストン室４４に対して出入りするように往復駆動され、これにより、前進側又は後進側の駆動方向に、可変容量ポンプ３２の吐出油量で決まる速度で出力軸４１が回転する。 When oil is discharged from each piston chamber 34 of the variable displacement pump 32, oil is supplied to each piston chamber 44 of the cylinder block 43. Then, each piston 45 is driven to reciprocate so as to enter and exit from the piston chamber 44, thereby rotating the output shaft 41 in the forward or reverse drive direction at a speed determined by the amount of oil discharged from the variable displacement pump 32.

各スラスト玉軸受１０は、可変容量ポンプ３２又は可変容量モータ４２のピストン３５又は４５に接触する内輪１１と、斜板３７又は４６に固定される外輪１２と、内輪１１に形成された軌道面１１ａと外輪１２に形成された軌道面１２ａとの間に介在する複数の玉１３と、これら複数の玉１３を保持する保持器１４とを有する。以下、内輪１１の中心軸に沿った方向のことを軸方向といい、内輪１１の中心軸周りに一周する円周に沿った方向のことを円周方向といい、内輪１１の中心軸に直交する仮想平面のことをラジアル平面といい、内輪１１の中心軸を含む仮想平面のことをアキシアル平面という。 Each thrust ball bearing 10 has an inner ring 11 that contacts the piston 35 or 45 of the variable displacement pump 32 or variable displacement motor 42, an outer ring 12 that is fixed to the swash plate 37 or 46, a number of balls 13 that are interposed between the raceway surface 11a formed on the inner ring 11 and the raceway surface 12a formed on the outer ring 12, and a cage 14 that holds the balls 13. Hereinafter, the direction along the central axis of the inner ring 11 is referred to as the axial direction, the direction along the circumference that goes around the central axis of the inner ring 11 is referred to as the circumferential direction, an imaginary plane that is perpendicular to the central axis of the inner ring 11 is referred to as the radial plane, and an imaginary plane that includes the central axis of the inner ring 11 is referred to as the axial plane.

図１は、二個の玉１３の中心を含むアキシアル平面上でのスラスト玉軸受１０の断面を示している。図１に示すように、内輪１１と外輪１２は、それぞれ円周方向に連続する一体の環状部材からなる。内輪１１と外輪１２は、それぞれ円周方向に連続する一本の軌道面１１ａ、１２ａを有する。各軌道面１１ａ、１２ａは、アキシアル平面上で円弧状を有する。保持器１４は、複数の玉１３を円周方向に等配する環状部材からなる。各玉１３は、内輪１１の軌道面１１ａと外輪１２の軌道面１２ａ間に介在し、外輪１２に対する内輪１１の回動に応じて転動する。 Figure 1 shows a cross section of a thrust ball bearing 10 on an axial plane including the centers of two balls 13. As shown in Figure 1, the inner ring 11 and the outer ring 12 each consist of an integral annular member that is continuous in the circumferential direction. The inner ring 11 and the outer ring 12 each have a single raceway surface 11a, 12a that is continuous in the circumferential direction. Each raceway surface 11a, 12a has an arc shape on the axial plane. The cage 14 consists of an annular member that distributes multiple balls 13 equally in the circumferential direction. Each ball 13 is interposed between the raceway surface 11a of the inner ring 11 and the raceway surface 12a of the outer ring 12, and rolls in response to the rotation of the inner ring 11 relative to the outer ring 12.

内輪１１は、ピストン３５又は４５（図２参照）に接触する幅面１１ｂ（図１参照）を有する。図２に示す油圧式無段変速機３０の運転時、ピストン３５又は４５が入力軸３１又は出力軸４１周りの方向に図１に示す内輪１１の幅面１１ｂを摺動する。 The inner ring 11 has a width surface 11b (see FIG. 1) that contacts the piston 35 or 45 (see FIG. 2). When the hydraulic continuously variable transmission 30 shown in FIG. 2 is in operation, the piston 35 or 45 slides on the width surface 11b of the inner ring 11 shown in FIG. 1 in the direction around the input shaft 31 or the output shaft 41.

内輪１１の幅面１１ｂは、ピストン３５又は４５が強く摺動する表面となるから、幅面１１ｂにおける耐摩耗性の低減を防止するため、軌道面１１ａを形成する鋼材よりも表面硬度を高くすることが好ましい。そこで、内輪１１の幅面１１ｂは、ビッカース硬さＨＶ８００以上のクロムめっき被膜によって構成されている。例えば、軌道面１１ａが形成された軸受鋼製の内輪本体１１ｃの外周面にクロムめっき処理を施すことによって内輪１１の幅面１１ｂが設けられる。内輪本体１１ｃは、軸受部材として一般的に用いられる任意の鋼材を使用でき、例えば、高炭素クロム軸受鋼、炭素鋼、工具鋼、マルテンサイト系ステンレス鋼などが、保持器材料としては、冷間圧延鋼板、クロムモリブデン鋼、ニッケルクロムモリブデン鋼、オーステナイト系ステンレス鋼などが挙げられる。必要に応じ、クロムめっき被膜の下地としてニッケルめっき層などを内輪本体１１ｃに設けてもよい。 The width surface 11b of the inner ring 11 is the surface on which the piston 35 or 45 slides strongly, so in order to prevent a decrease in the wear resistance of the width surface 11b, it is preferable to make the surface hardness higher than that of the steel material forming the raceway surface 11a. Therefore, the width surface 11b of the inner ring 11 is formed of a chrome plating coating having a Vickers hardness of HV800 or more. For example, the width surface 11b of the inner ring 11 is provided by applying a chrome plating treatment to the outer peripheral surface of the inner ring body 11c made of bearing steel on which the raceway surface 11a is formed. The inner ring body 11c can be made of any steel material commonly used as a bearing member, such as high carbon chrome bearing steel, carbon steel, tool steel, martensitic stainless steel, etc., and the retainer material can be cold rolled steel plate, chrome molybdenum steel, nickel chrome molybdenum steel, austenitic stainless steel, etc. If necessary, a nickel plating layer or the like can be provided on the inner ring body 11c as a base for the chrome plating coating.

より好ましくは、内輪１１の幅面１１ｂは、ビッカース硬さがＨＶ８００以上、かつ自己潤滑性樹脂で封孔されたマイクロポーラス部またはマイクロクラック部を有するクロムめっき被膜で構成するとよい。このようにすると、内輪１１の幅面１１ｂにおいて、耐摩耗性の低下を防止できることに加え、残存異物による表面損傷の可能性を排除しつつ、ピストン３５又は４５に対する摺動抵抗の増加を防止することができ、また、希薄潤滑下におけるピストン３５又は４５と幅面１１ｂ間の潤滑特性にも優れる。このような樹脂封孔クロムめっき被膜は、マイクロポーラス部またはマイクロクラック部を有するクロムめっき被膜を設けた後、マイクロポーラス部、マイクロクラック部を自己潤滑性樹脂で封孔して得られる。その自己潤滑性樹脂は、例えば、ポリアミドイミド（ＰＡＩ）樹脂、ポリテトラフルオロエチレン（ＰＴＦＥ）樹脂、テトラフルオロエチレン－ パーフルオロアルキルビニルエーテル（ＰＦＡ）共重合体樹脂、超高分子量ポリエチレン（ＰＥ）樹脂、ポリアミド（ＰＡ） 樹脂、およびポリアセタール（ＰＯＭ）樹脂から選ばれる少なくとも１つであり、二硫化タングステン、二硫化モリブデンおよびグラファイトから選ばれる少なくとも１つの固体潤滑剤の粒子を含むものであってもよい。なお、このような樹脂封孔クロムめっき被膜を軌道輪に設けるめっき処理として、特開２０１６－１８０４３９号公報に開示されためっき処理を採用することができる。 More preferably, the width surface 11b of the inner ring 11 is made of a chrome plating coating having a Vickers hardness of HV800 or more and a microporous portion or a microcrack portion sealed with a self-lubricating resin. In this way, in addition to being able to prevent a decrease in wear resistance on the width surface 11b of the inner ring 11, it is possible to prevent an increase in sliding resistance against the piston 35 or 45 while eliminating the possibility of surface damage due to remaining foreign matter, and it also has excellent lubrication characteristics between the piston 35 or 45 and the width surface 11b under low lubrication. Such a resin-sealed chrome plating coating is obtained by providing a chrome plating coating having a microporous portion or a microcrack portion, and then sealing the microporous portion and the microcrack portion with a self-lubricating resin. The self-lubricating resin may be, for example, at least one selected from polyamideimide (PAI) resin, polytetrafluoroethylene (PTFE) resin, tetrafluoroethylene-perfluoroalkylvinylether (PFA) copolymer resin, ultra-high molecular weight polyethylene (PE) resin, polyamide (PA) resin, and polyacetal (POM) resin, and may contain particles of at least one solid lubricant selected from tungsten disulfide, molybdenum disulfide, and graphite. The plating process disclosed in JP 2016-180439 A can be used as a plating process for providing such a resin-sealing chrome plating film on the raceway.

内輪１１の幅面１１ｂと外輪１２の背面は、それぞれラジアル平面に沿う円環面状に形成されている。内輪１１の幅面１１ｂと外輪１２の背面は、スラスト玉軸受１０の軸方向の軸受高さを規定する両端面になっている。 The width surface 11b of the inner ring 11 and the back surface of the outer ring 12 are each formed as an annular surface along a radial plane. The width surface 11b of the inner ring 11 and the back surface of the outer ring 12 form both end surfaces that determine the axial bearing height of the thrust ball bearing 10.

内輪１１の幅面１１ｂにピストン３５又は４５から偏荷重が負荷される。その偏荷重により、内輪１１と外輪１２に対する玉１３の接触角θは９０°から外れ、鋭角になる。ここで、ある一個の玉１３と内輪１１の軌道面１１ａとの接触点と、当該玉１３と外輪１２の軌道面１２ａとの接触点を結ぶ仮想直線である接触角線Ｌと、当該玉１３の中心を通る軸方向の仮想直線との成す鋭角が接触角θである。 An unbalanced load is applied to the width surface 11b of the inner ring 11 from the piston 35 or 45. Due to this unbalanced load, the contact angle θ of the balls 13 with respect to the inner ring 11 and the outer ring 12 deviates from 90° and becomes an acute angle. Here, the contact angle θ is the acute angle formed by the contact angle line L, which is an imaginary line connecting the contact point between a certain ball 13 and the raceway surface 11a of the inner ring 11 and the contact point between the ball 13 and the raceway surface 12a of the outer ring 12, and an imaginary line in the axial direction passing through the center of the ball 13.

ここで、内輪１１及び外輪１２に対する玉１３の接触角がθのときの接触角線Ｌ上での当該内輪１１の厚さをＴｉθと定義し、当該接触角線Ｌ上での当該外輪１２の厚さをＴｏθと定義し、玉１３の直径をＤｗと定義する。内輪１１の厚さＴｉθは、接触角線Ｌを含むアキシアル平面上において内輪１１の軌道面１１ａと接触角線Ｌの交点である接触点から内輪１１の幅面１１ｂまでの接触角線Ｌの線分長である。外輪１２の厚さＴｏθは、接触角線Ｌを含むアキシアル平面上において外輪１２の軌道面１２ａと接触角線Ｌの交点である接触点から外輪１２の背面までの接触角線Ｌの線分長である。 Here, when the contact angle of the balls 13 with respect to the inner ring 11 and outer ring 12 is θ, the thickness of the inner ring 11 on the contact angle line L is defined as Tiθ, the thickness of the outer ring 12 on the contact angle line L is defined as Toθ, and the diameter of the balls 13 is defined as Dw. The thickness Tiθ of the inner ring 11 is the line segment length of the contact angle line L from the contact point, which is the intersection of the raceway surface 11a of the inner ring 11 and the contact angle line L, to the width surface 11b of the inner ring 11 on the axial plane including the contact angle line L. The thickness Toθ of the outer ring 12 is the line segment length of the contact angle line L from the contact point, which is the intersection of the raceway surface 12a of the outer ring 12 and the contact angle line L, to the back surface of the outer ring 12 on the axial plane including the contact angle line L.

内輪１１の厚さＴｉθは、玉径Ｄｗの４０％以上６０％以下である。すなわち、内輪１１は、接触角線Ｌを含むアキシアル平面上において０．４Ｄｗ≦Ｔｉθ≦０．６Ｄｗを満たす形状を有する。内輪１１の厚さＴｉθと玉径Ｄｗの割合の評価結果を表１に示す。 The thickness Tiθ of the inner ring 11 is 40% or more and 60% or less of the ball diameter Dw. In other words, the inner ring 11 has a shape that satisfies 0.4Dw≦Tiθ≦0.6Dw on the axial plane including the contact angle line L. The evaluation results of the ratio of the thickness Tiθ of the inner ring 11 to the ball diameter Dw are shown in Table 1.

表１にまとめたように、内輪の厚さＴｉθが玉径Ｄｗの４０％以上であれば、荷重負荷方向（接触角線Ｌの延びる方向）の内輪１１の厚さをもたせて、高荷重かつ偏荷重による内輪１１の破損を防止することができる。内輪の厚さＴｉθが玉径Ｄｗの６０％以下であれば、内輪の厚さＴｉθが過剰にならない。 As summarized in Table 1, if the thickness Tiθ of the inner ring is 40% or more of the ball diameter Dw, the thickness of the inner ring 11 in the load application direction (the direction in which the contact angle line L extends) can be provided, and damage to the inner ring 11 due to high and unbalanced loads can be prevented. If the thickness Tiθ of the inner ring is 60% or less of the ball diameter Dw, the thickness Tiθ of the inner ring will not be excessive.

外輪１２の厚さＴｏθは、玉径Ｄｗの２５％以上４０％以下である。すなわち、外輪１２は、接触角線Ｌを含むアキシアル平面上において０．２５Ｄｗ≦Ｔｏθ≦０．４Ｄｗを満たす形状を有する。外輪１２の厚さＴｏθと玉径Ｄｗの割合の評価結果を表２に示す。 The thickness Toθ of the outer ring 12 is 25% or more and 40% or less of the ball diameter Dw. In other words, the outer ring 12 has a shape that satisfies 0.25Dw≦Toθ≦0.4Dw on the axial plane including the contact angle line L. The evaluation results of the ratio of the thickness Toθ of the outer ring 12 to the ball diameter Dw are shown in Table 2.

表２にまとめたように、外輪１２は、内輪１１ほどにピストン３５又は４５（図２も参照）から直接高負荷を受けないので、外輪１２の厚さＴｏθが玉径Ｄｗの２５％以上であれば、外輪１２の破損を防止することができる。また、内輪１１の厚さＴｉθ≧外輪１２の厚さＴｏθであれば、外輪１２の厚さＴｏθも過剰にならず、油圧式無段変速機３０用のスラスト玉軸受１０としてコンパクトな軸受サイズとすることは阻害されない。 As summarized in Table 2, the outer ring 12 does not receive as much direct load from the piston 35 or 45 (see also FIG. 2) as the inner ring 11, so if the thickness Toθ of the outer ring 12 is 25% or more of the ball diameter Dw, damage to the outer ring 12 can be prevented. Also, if the thickness Tiθ of the inner ring 11 is greater than or equal to the thickness Toθ of the outer ring 12, the thickness Toθ of the outer ring 12 is not excessive, and a compact bearing size can be achieved as the thrust ball bearing 10 for the hydraulic continuously variable transmission 30.

ここで、内輪１１の軌道面１１ａと玉１３の接触点から接触角線Ｌの方向での内輪溝深さをｈｉθと定義し、外輪１２の軌道面１２ａと当該玉１３の接触点から当該接触角線Ｌの方向の外輪溝深さをｈｏθと定義する。内輪溝深さｈｉθは、接触角線Ｌを含むアキシアル平面上において軌道面１１ａの両溝縁のうちの当該接触点に近い方の溝縁に対して軌道面１１ａの当該接触点上が接触角線Ｌの延びる方向に有する深さである。外輪溝深さｈｏθは、接触角線Ｌを含むアキシアル平面上において軌道面１２ａの両溝縁のうちの当該接触点に近い方の溝縁に対して当該軌道面１２ａの当該接触点上が接触角線Ｌの延びる方向に有する深さである。 Here, the inner ring groove depth in the direction of the contact angle line L from the contact point between the raceway surface 11a of the inner ring 11 and the balls 13 is defined as hiθ, and the outer ring groove depth in the direction of the contact angle line L from the contact point between the raceway surface 12a of the outer ring 12 and the balls 13 is defined as hoθ. The inner ring groove depth hiθ is the depth that the contact point of the raceway surface 11a has in the direction of the contact angle line L with respect to the groove edge closer to the contact point of the raceway surface 11a on the axial plane including the contact angle line L. The outer ring groove depth hoθ is the depth that the contact point of the raceway surface 12a has in the direction of the contact angle line L with respect to the groove edge closer to the contact point of the raceway surface 12a on the axial plane including the contact angle line L.

内輪溝深さｈｉθは、玉径Ｄｗの２％以上１２％以下である。すなわち、内輪１１の軌道面１１ａは、接触角線Ｌを含むアキシアル平面上において０．０２Ｄｗ≦ｈｉθ≦０．１２Ｄｗを満たす形状を有する。 The inner ring groove depth hiθ is 2% or more and 12% or less of the ball diameter Dw. In other words, the raceway surface 11a of the inner ring 11 has a shape that satisfies 0.02Dw≦hiθ≦0.12Dw on the axial plane including the contact angle line L.

外輪溝深さｈｏθは、玉径Ｄｗの２％以上１０％以下である。すなわち、外輪１２の軌道面１２ａは、接触角線Ｌを含むアキシアル平面上において０．０２Ｄｗ≦ｈｉθ≦０．１０Ｄｗを満たす形状を有する。前述の内輪溝深さｈｉθと玉径Ｄｗの割合の評価結果を表３に示し、前述の外輪溝深さｈｏθと玉径Ｄｗの割合の評価結果を表４に示す。 The outer ring groove depth hoθ is 2% or more and 10% or less of the ball diameter Dw. In other words, the raceway surface 12a of the outer ring 12 has a shape that satisfies 0.02Dw≦hiθ≦0.10Dw on the axial plane including the contact angle line L. The evaluation results of the ratio of the inner ring groove depth hiθ and the ball diameter Dw described above are shown in Table 3, and the evaluation results of the ratio of the outer ring groove depth hoθ and the ball diameter Dw described above are shown in Table 4.

表３にまとめたように、内輪溝深さｈｉθが玉径Ｄｗの２％以上であれば、内輪１１の軌道面１１ａからの玉１３の乗り上げを防ぐことができる。 As summarized in Table 3, if the inner ring groove depth hiθ is 2% or more of the ball diameter Dw, it is possible to prevent the balls 13 from climbing up from the raceway surface 11a of the inner ring 11.

表４にまとめたように、外輪溝深さｈｏθが玉径Ｄｗの２％以上であれば、外輪１２の軌道面１２ａからの玉１３の乗り上げを防ぐことができる。 As summarized in Table 4, if the outer ring groove depth hoθ is 2% or more of the ball diameter Dw, it is possible to prevent the balls 13 from climbing up from the raceway surface 12a of the outer ring 12.

また、表３、表４にまとめたように、内輪溝深さｈｉθが玉径Ｄｗの１２％以下、外輪溝深さｈｏθが玉径Ｄｗの１０％以下であれば、内輪１１の溝肩部と外輪１２の溝肩部が保持器１４に干渉しないようにしつつ保持器１４の厚さを確保して保持器強度の低下を防止することができる。 Also, as summarized in Tables 3 and 4, if the inner ring groove depth hiθ is 12% or less of the ball diameter Dw and the outer ring groove depth hoθ is 10% or less of the ball diameter Dw, the groove shoulders of the inner ring 11 and the outer ring 12 do not interfere with the cage 14, while ensuring the thickness of the cage 14 and preventing a decrease in cage strength.

内輪１１の軌道面１１ａにおける溝曲率と外輪１２の軌道面１２ａにおける溝曲率は、それぞれ１．０７Ｄｗ以上である。これら溝曲率は、それぞれ接触角線Ｌを含むアキシアル平面上において当該軌道面１１ａ、１２ａがそれぞれに有する曲率である。溝曲率の評価結果を表５に示す。 The groove curvature of the raceway surface 11a of the inner ring 11 and the groove curvature of the raceway surface 12a of the outer ring 12 are each 1.07 Dw or more. These groove curvatures are the curvatures that the raceway surfaces 11a and 12a have on the axial plane that includes the contact angle line L. The evaluation results of the groove curvatures are shown in Table 5.

表５にまとめたように、内輪溝深さｈｉθ、外輪溝深さｈｏθが上記の範囲の値である場合、内輪１１の軌道面１１ａ、外輪１２の軌道面１２ａの夫々の溝曲率が１．０７Ｄｗ以上であれば、接触角θがついたときの玉の乗り上げを抑制できる。 As summarized in Table 5, when the inner ring groove depth hiθ and the outer ring groove depth hoθ are within the above ranges, if the groove curvatures of the raceway surface 11a of the inner ring 11 and the raceway surface 12a of the outer ring 12 are each 1.07Dw or greater, ball riding can be suppressed when a contact angle θ is formed.

スラスト玉軸受１０は、上述のようなものであり（以下、図１、図２参照）、油圧式無段変速機３０に備わる可変容量ポンプ３２又は可変容量モータ４２のピストン３５又は４５に接触する内輪１１と、油圧式無段変速機３０に備わる斜板３７又は４６に固定される外輪１２と、内輪１１と外輪１２との間に介在する複数の玉１３とを有し、内輪１１及び外輪１２に対する玉１３の接触角がθのときの接触角線Ｌ上での内輪１１の厚さをＴｉθと定義し、接触角線Ｌ上での外輪１２の厚さをＴｏθと定義し、玉１３の直径をＤｗと定義したとき、内輪１１の厚さＴｉθが玉径Ｄｗの４０％以上６０％以下であり、外輪１２の厚さＴｏθが玉径Ｄｗの２５％以上４０％以下であることにより、油圧式無段変速機３０のピストン３５又は４５と斜板３７又は４６間に組み込まれたスラスト玉軸受１０の内輪１１が高荷重かつ偏荷重によって破損することを防ぎ、そのスラスト玉軸受１０の長寿命化を図ることができる。 The thrust ball bearing 10 is as described above (see Figs. 1 and 2 below), and has an inner ring 11 that contacts the piston 35 or 45 of the variable displacement pump 32 or variable displacement motor 42 provided in the hydraulic continuously variable transmission 30, an outer ring 12 that is fixed to the swash plate 37 or 46 provided in the hydraulic continuously variable transmission 30, and a number of balls 13 interposed between the inner ring 11 and the outer ring 12. The thickness of the inner ring 11 on the contact angle line L when the contact angle of the balls 13 with respect to the inner ring 11 and the outer ring 12 is θ is defined as Tiθ, and the contact angle is expressed as When the thickness of the outer ring 12 on the square line L is defined as Toθ and the diameter of the ball 13 is defined as Dw, the thickness Tiθ of the inner ring 11 is 40% to 60% of the ball diameter Dw, and the thickness Toθ of the outer ring 12 is 25% to 40% of the ball diameter Dw. This prevents the inner ring 11 of the thrust ball bearing 10 installed between the piston 35 or 45 and the swash plate 37 or 46 of the hydraulic continuously variable transmission 30 from being damaged by high and unbalanced loads, and extends the life of the thrust ball bearing 10.

また、スラスト玉軸受１０は、内輪１１に形成された軌道面１１ａと玉１３の接触点から接触角線Ｌの方向での内輪溝深さをｈｉθと定義し、外輪１２に形成された軌道面１２ａと玉１３の接触点から接触角線Ｌの方向の外輪溝深さをｈｏθと定義したとき、内輪溝深さｈｉθが玉径Ｄｗの２％以上１２％以下であり、外輪溝深さｈｏθが玉径Ｄｗの２％以上１０％以下であることにより、内輪１１の軌道面１１ａ、外輪１２の軌道面１２ａからの玉の乗り上げを防ぐことができながら、保持器１４の厚さを確保して保持器強度の低下を防止することができる。 In addition, when the inner ring groove depth of the thrust ball bearing 10 is defined as hiθ in the direction of the contact angle line L from the contact point between the raceway surface 11a formed on the inner ring 11 and the balls 13, and the outer ring groove depth is defined as hoθ in the direction of the contact angle line L from the contact point between the raceway surface 12a formed on the outer ring 12 and the balls 13, the inner ring groove depth hiθ is 2% to 12% of the ball diameter Dw, and the outer ring groove depth hoθ is 2% to 10% of the ball diameter Dw, thereby preventing the balls from riding up from the raceway surface 11a of the inner ring 11 and the raceway surface 12a of the outer ring 12, while ensuring the thickness of the cage 14 and preventing a decrease in the cage strength.

さらに、スラスト玉軸受１０は、各軌道面１１ａ、１２ａの溝曲率が１．０７Ｄｗ以上であることにより、内輪溝深さｈｉθ、外輪溝深さｈｏθが上記の範囲の値である場合に接触角θがついたときの軌道面１１ａ、１２ａからの玉１３の乗り上げを抑制できる。 Furthermore, since the groove curvature of each raceway surface 11a, 12a of the thrust ball bearing 10 is 1.07Dw or more, when the inner ring groove depth hiθ and the outer ring groove depth hoθ are within the above ranges, the balls 13 can be prevented from riding up from the raceway surfaces 11a, 12a when a contact angle θ is formed.

また、スラスト玉軸受１０は、内輪１１のうちのピストン３５又は４５と接触する幅面１１ｂが、ビッカース硬さＨＶ８００以上のクロムめっき被膜からなることにより、耐摩耗性の低減を防止することができる。 In addition, the thrust ball bearing 10 prevents a decrease in wear resistance by having the width surface 11b of the inner ring 11 that comes into contact with the piston 35 or 45 made of a chrome-plated coating with a Vickers hardness of HV800 or more.

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でのすべての変更が含まれることが意図される。 The embodiments disclosed herein should be considered to be illustrative and not restrictive in all respects. The scope of the present invention is indicated by the claims, not by the above description, and is intended to include all modifications within the meaning and scope of the claims.

１０ スラスト玉軸受
１１ 内輪
１１ａ 軌道面
１１ｂ 幅面
１２ 外輪
１２ａ 軌道面
１３ 玉
１４ 保持器
３０ 油圧式無段変速機
３２ 可変容量ポンプ
３５ ピストン
３７ 斜板
４２ 可変容量モータ
４５ ピストン
４６ 斜板 10 Thrust ball bearing 11 Inner ring 11a Raceway surface 11b Width surface 12 Outer ring 12a Raceway surface 13 Ball 14 Cage 30 Hydraulic continuously variable transmission 32 Variable displacement pump 35 Piston 37 Swash plate 42 Variable displacement motor 45 Piston 46 Swash plate

Claims (4)

油圧式無段変速機に備わる可変容量ポンプ又は可変容量モータのピストンに接触する内輪と、前記油圧式無段変速機に備わる斜板に固定される外輪と、前記内輪と前記外輪との間に介在する複数の玉とを有するスラスト玉軸受において、
前記内輪及び前記外輪に対する前記玉の接触角がθのときの接触角線上での当該内輪の厚さをＴｉθと定義し、当該接触角線上での当該外輪の厚さをＴｏθと定義し、前記玉の直径をＤｗと定義したとき、当該内輪の厚さＴｉθが当該玉径Ｄｗの４０％以上６０％以下であり、当該外輪の厚さＴｏθが当該玉径Ｄｗの２５％以上４０％以下であることを特徴とするスラスト玉軸受。 A thrust ball bearing having an inner ring that contacts a piston of a variable displacement pump or a variable displacement motor provided in a hydraulic continuously variable transmission, an outer ring that is fixed to a swash plate provided in the hydraulic continuously variable transmission, and a plurality of balls interposed between the inner ring and the outer ring,
A thrust ball bearing characterized in that, when the contact angle of the ball with respect to the inner ring and the outer ring is θ, the thickness of the inner ring on the contact angle line is defined as Tiθ, the thickness of the outer ring on the contact angle line is defined as Toθ, and the diameter of the ball is defined as Dw, the thickness of the inner ring Tiθ is 40% or more and 60% or less of the ball diameter Dw, and the thickness of the outer ring Toθ is 25% or more and 40% or less of the ball diameter Dw. 前記内輪に形成された軌道面と前記玉の接触点から前記接触角線の方向での内輪溝深さをｈｉθと定義し、前記外輪に形成された軌道面と当該玉の接触点から当該接触角線の方向の外輪溝深さをｈｏθと定義したとき、当該内輪溝深さｈｉθが前記玉径Ｄｗの２％以上１２％以下であり、当該外輪溝深さｈｏθが当該玉径Ｄｗの２％以上１０％以下である請求項１に記載のスラスト玉軸受。 The thrust ball bearing according to claim 1, wherein the inner ring groove depth in the direction of the contact angle line from the contact point between the raceway surface formed on the inner ring and the ball is defined as hiθ, and the outer ring groove depth in the direction of the contact angle line from the contact point between the raceway surface formed on the outer ring and the ball is defined as hoθ, the inner ring groove depth hiθ is 2% to 12% of the ball diameter Dw, and the outer ring groove depth hoθ is 2% to 10% of the ball diameter Dw. 前記各軌道面の溝曲率が１．０７Ｄｗ以上である請求項２に記載のスラスト玉軸受。 The thrust ball bearing according to claim 2, wherein the groove curvature of each raceway surface is 1.07 Dw or more. 前記内輪のうちの前記ピストンと接触する幅面が、ビッカース硬さＨＶ８００以上のクロムめっき被膜からなる請求項１から３のいずれか１項に記載のスラスト玉軸受。 A thrust ball bearing according to any one of claims 1 to 3, wherein the width surface of the inner ring that comes into contact with the piston is made of a chrome plating coating having a Vickers hardness of HV 800 or more.

Images