JP4131099B2 - 複列ラジアル玉軸受 - Google Patents
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Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、自動車の車輪を懸架装置に対して回転自在に支持する為の複列ラジアル玉軸受の改良に関する。特に、本発明の複列ラジアル玉軸受は、運転中に、荷重や軸の傾斜、振動が加わる様な条件で使用する場合でも、十分な耐久性確保を図るものである。
【０００２】
【従来の技術】
自動車の車輪を懸架装置に対して回転自在に支持する為に、例えば、図１に示す様な複列ラジアル玉軸受１を使用する。この複列ラジアル玉軸受１は、内周面にアンギュラ型の外輪軌道２、２を複列に形成した外輪３と、それぞれが外周面にアンギュラ型の内輪軌道４を形成した１対の内輪５、５と、上記各外輪軌道２、２とこれら各内輪軌道４、４との間にそれぞれ複数個ずつ、保持器９、９により保持した状態で転動自在に設けられた玉６、６とを備える。そして、図示の様に、上記各内輪５、５の軸方向端面同士を互いに突き合わせた状態で、上記各玉６、６に、図１に鎖線γで示す方向の接触角αを付与している。この様に構成する複列ラジアル玉軸受１により、自動車の車輪を懸架装置に対して回転自在に支持する場合には、例えば、上記外輪３を懸架装置を構成するナックルに内嵌固定すると共に、上記各内輪５、５を車輪と共に回転するハブに外嵌固定する。尚、この場合、上記外輪３が使用時にも回転しない固定輪となり、上記各内輪５、５が使用時に回転する回転輪となる。
【０００３】
ところで、自動車の運転時に上述の様な複列ラジアル玉軸受１には、ラジアル荷重の他、大きなスラスト荷重やモーメント荷重が負荷される場合がある。一方、この様な場合に、上記複列ラジアル玉軸受１の各構成部材が弾性変形する等により、上記各玉６、６の転動面が上記各軌道２、４の幅方向端縁（これら各軌道２、４の幅方向片側に存在する肩部７、８側の端縁）に乗り上げる可能性がある。そして、この様な乗り上げが生じると、上記各玉６、６の転動面とこれら各軌道２、４との接触部に存在する接触楕円の一部が当該軌道２、４から外れ、エッジロードに基づき、上記各玉６、６の転動面と上記各軌道２、４との接触部の面圧が上昇する。尚、これら各玉６、６の転動面とこれら各軌道２、４との接触部が当該軌道２、４の幅方向端縁にまで達すると、接触部分の形状は楕円ではなくなる（楕円の一部が欠けた形状になる）。但し、本明細書では、説明の便宜上、接触楕円の一部が軌道から外れた場合でも「接触楕円」の語を用いる。
【０００４】
又、上述した様なエッジロードに基づく面圧上昇は、上記接触楕円の一部が当該軌道２、４から外れる割合（＝当該一部の面積／当該一部を含む接触楕円全体の面積。以下、「玉の乗り上げ率」と言う。）が大きくなる程、大きくなる。この様な面圧上昇は、上記複列ラジアル玉軸受１の転がり疲れ寿命を低下させる原因となる為、実際の設計を行なう場合には、運転時の負荷荷重条件を考慮して、運転時に上記外輪３と上記各内輪５、５とに就いての上記各玉６、６の乗り上げ率がそれぞれ大きくなり過ぎない様に（例えば数％程度に抑えられる様に）している。又、上記外輪３と上記各内輪５、５とで、運転時の上記各玉６、６の乗り上げ率が互いにほぼ等しくなる様にしている。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
上述した様な複列ラジアル玉軸受１の場合、例えば自動車のタイヤが縁石等に勢い良く乗り上げた際に、上記各玉６、６の乗り上げ率が、設計上予定していた値よりも大きくなる可能性がある。そして、この事が原因となって、固定輪である外輪３の内周面に形成した外輪軌道２に早期に剥離が生じ、上記複列ラジアル玉軸受１の寿命が計算値よりも短くなると言った不都合を生じる場合がある。この為、この様な不都合を防止する技術の提供が望まれている。
【０００６】
図２は、ラジアル玉軸受の転がり疲れ寿命（回転輪又は固定輪の寿命）と、運転時の玉の乗り上げ率との関係を調べる為に行なった実験の結果を示している。実験では、試料となるラジアル玉軸受として、外輪と内輪とで運転時の玉の乗り上げ率（計算値）が互いにほぼ等しく、且つ、玉の乗り上げが生じない前提での転がり疲れ寿命（計算値）が内輪に比べて外輪の方が長い、アンギュラ型のラジアル玉軸受を使用した。そして、この様なラジアル玉軸受を、外輪固定・内輪回転で、且つ、外輪と内輪とにそれぞれ玉の乗り上げが生じる状態で運転した。尚、この為に運転中、上記ラジアル玉軸受に、ラジアル荷重やモーメント荷重等の不等分布荷重を負荷した。尚、運転時の玉の乗り上げ率は、試料となる３９個のラジアル玉軸受毎に少しずつ変えた。そして、これら各ラジアル玉軸受が寿命に達する（即ち、外輪と内輪とのうちの何れか一方の軌道輪の軌道面に剥離が生じる事に基づき、当該ラジアル玉軸受の振動又は温度が著しく上昇する）までの時間を測定すると共に、外輪と内輪とのうちの何れの軌道輪の軌道面に剥離が生じたかを調べた。
【０００７】
実験の結果、図２に示す様に、玉の乗り上げが生じない前提での寿命の計算値が内輪に比べて外輪の方が長いにも拘らず、試料として用いた３９個のラジアル玉軸受のうち、大半（３０個）のラジアル玉軸受が、回転輪である内輪の軌道面（内輪軌道）よりも先に固定輪である外輪の軌道面（外輪軌道）に剥離を生じた。尚、一般的に、運転時にラジアル荷重やモーメント荷重等の不等分布荷重を受けるラジアル玉軸受の場合、回転輪よりも固定輪の方が軌道面に剥離を生じやすい。この理由は、回転輪の場合には、運転時に負荷圏が軌道面の円周方向に移動するのに対し、固定輪の場合には、運転時に負荷圏が軌道面の円周方向に移動せず、軌道面の同一個所で常に大きな繰り返し応力を受ける為である。
【０００８】
又、図２に示した実験結果から明らかな通り、運転時の玉の乗り上げ率が大きくなる程、回転輪である内輪の軌道面よりも先に固定輪である外輪の軌道面に剥離が生じ易くなり、且つ、ラジアル玉軸受の相対寿命比（特定の試料の寿命を１としてそれに対する比率で表した、寿命を表す値）が小さくなる事が分かる。そこで、この様な実験結果を分析すると、固定輪である外輪に就いて運転時の玉の乗り上げ率が小さくなる様にすれば、この外輪の軌道面に剥離を生じにくくでき、ラジアル玉軸受全体としての寿命の延長を図れる事が分かる。
【０００９】
尚、上述の様に運転時の玉の乗り上げ率を小さくする方法、即ち、軌道の幅方向端縁に玉の転動面が乗り上がりにくくする方法としては、当該軌道の曲率半径を大きくして、当該軌道と上記玉の転動面との接触部に存在する接触楕円の面積を小さくする方法と、当該軌道の幅方向側方に存在する肩部の高さを高くする方法とがある。このうち、軌道の曲率半径を大きくする方法は、この軌道の曲率半径を大きくする事に伴って接触部の面圧が上昇する為、転がり疲れ寿命を確保する観点から採用するのが難しい場合がある。又、肩部の高さを高くする方法は、この肩部と保持器９（図１参照）等の他の部材との干渉防止を図る為、制限を受ける場合がある。従って、軌道の幅方向端縁に玉の転動面を乗り上がりにくくさせる設計は、当該軌道の曲率半径と上記肩部の高さとの双方の値を調整しつつ、行なう必要がある。一方、上述の様な場合に、固定輪である外輪と同じ分だけ、回転輪である内輪に就いても運転時の玉の乗り上げ率を小さくすれば、この内輪の寿命も延長する可能性がある。但し、現状のままで十分な寿命を有する、回転輪である内輪の寿命を更に延長すベく、玉の乗り上げ率を小さくしても、この回転輪が過剰品質となるだけでなく、接触部の面圧が上昇して、かえって別の面から寿命を短くしたり（内輪軌道の曲率半径を大きくした場合）、肩部と保持器とが干渉する（肩部の高さを大きくした場合）等の問題が生じる為、好ましくない。
本発明は、上述の様な事情に鑑みて、玉の転動面と各軌道との接触部の面圧上昇を抑えたり、肩部と、保持器等他の部材との干渉を防止しながら、固定輪である外輪と回転輪である内輪との軌道面の曲率半径及び肩部の高さを調節する事により、これら外輪と内輪との寿命のバランスを取りつつ、複列ラジアル玉軸受全体としての寿命の延長を図るべく発明したものである。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
本発明の複列ラジアル玉軸受は、前述の図１に示した複列ラジアル玉軸受１と同様、内周面にアンギュラ型の外輪軌道を複列に形成した外輪と、それぞれの外周面にアンギュラ型の内輪軌道を形成した１対の内輪と、上記各外輪軌道とこれら各内輪軌道との間にそれぞれ転動自在に設けられた複数個の玉とを備える。そして、上記外輪が使用時にも回転しない固定輪であり、上記両内輪が使用時に回転する回転輪である。
特に、本発明の複列ラジアル玉軸受に於いては、自動車の車輪を懸架装置に対して回転自在に支持する為に使用し、上記複列に配置された上記各玉に背面組み合わせ型の接触角を付与している。そして、上記各外輪軌道の曲率半径をｒo とし、上記各内輪軌道の曲率半径をｒ i とし、上記各玉の直径をＤとし、これら各玉の転動面と上記外輪、内輪各軌道との接触角をαとし、上記各外輪軌道の幅方向側方に設けられた肩部の、当該軌道の溝底からの径方向高さをＨo とし、上記各内輪軌道の幅方向側方に設けられた肩部の、当該軌道の溝底からの径方向高さをＨi とした場合に、次の（１）、（２）の条件を満たす。
（１）上記各外輪軌道の曲率半径ｒo 及び上記各内輪軌道の曲率半径ｒi と上記各玉の直径Ｄとの比（ｒo ／Ｄ）、（ｒi ／Ｄ）が、それぞれ（ｒo ／Ｄ）＝０．５１〜０．５４、及び、（ｒi ／Ｄ）＝０．５１〜０．５４の範囲内にあり、且つ、（ｒo ／Ｄ）＞（ｒi ／Ｄ）の関係を満たす。
（２）Ｈ o が、Ｈ i よりも小さく、且つ、式「Ｈ o ＝（１．０７〜１．１５）×ｒ o （１− cos （α＋ sin -1 （ｒ i ・ sin （ cos -1 （１−Ｈ i ／ｒ i ）−α）×（−７．２１５（ｒ o ／ｒ i ）＋８．１８７）／ｒ o ）））」を満たす範囲内にある。
【００１２】
【作用】
上述の様に構成する本発明の複列ラジアル玉軸受によれば、運転時の玉の乗り上げ率が回転輪である内輪に比べて固定輪である外輪の方で小さくなり、外輪軌道に早期に剥離が生じる事を防止できる。この結果、外輪と内輪との寿命のバランスを取りつつ、複列ラジアル玉軸受全体としての寿命の延長を図れる。
【００１３】
尚、複列ラジアル玉軸受を構成する外輪軌道と内輪軌道とのうちの内輪軌道は、円周方向に関して凸に湾曲している為、この内輪軌道と玉の転動面との接触部に存在する接触楕円の面積が（円周方向に存在する短径が短くなる為）小さくなり易い。この為、接触部の面圧上昇を抑えるべく、上記内輪軌道の曲率半径を玉の転動面の曲率半径に近付けて小さくし、上記接触楕円の面積を十分に確保する必要がある。ところが、この様に内輪軌道の曲率半径を小さくすると、上記接触楕円の（円周方向に対し直角方向に存在する）長径（この内輪軌道の幅方向に関する幅）が大きくなる為、この内輪軌道の幅方向端縁に上記玉の転動面が乗り上げ易くなる。
【００１４】
これに対して、上記外輪軌道は、円周方向に関して凹に湾曲している為、この外輪軌道と玉の転動面との接触部に存在する接触楕円の（円周方向に存在する短径が長くなる為）面積を確保し易い。この為、この外輪軌道の曲率半径を多少大きくしても、接触部の面圧上昇を抑える事ができる。この様に外輪軌道の場合には、その曲率半径を上記内輪軌道の曲率半径に比べて大きくできる為、上記接触楕円の長半径（上記外輪軌道の幅方向に関する幅）が小さくなり、この外輪軌道の幅方向端縁に玉の転動面が乗り上がりにくくなる。
【００１５】
外輪固定・内輪回転で使用される複列ラジアル玉軸受の場合には、内輪軌道の幅方向端縁よりも、外輪軌道の幅方向端縁に玉の転動面が乗り上がりにくくする。そして、この為に、外輪軌道の幅方向側方に設けられた肩部の高さを高くするが、上述した様に外輪軌道の幅方向端縁には、玉の転動面が乗り上がりにくくなっている。この為、上記内輪軌道の幅方向端縁よりも、上記外輪軌道の幅方向端縁に玉の転動面が乗り上がりにくくする場合には、上記肩部の高さを少しだけ高くすれば良い。従って、この肩部と保持器等の他の部材との干渉防止を考慮する必要がある場合でも、この肩部の高さを所望通りに高くし易い。
【００１６】
【実施例】
以下、本発明の実施例に就いて説明する。本実施例では、前述の図１に示した複列ラジアル玉軸受１に本発明を適用し、各玉６、６と各軌道２、４との接触部の面圧上昇を抑えながら、内輪軌道の幅方向片側に設けた肩部の高さと、外輪軌道の幅方向片側に設けた肩部の高さとを調節する。これにより、運転時に上記各玉６、６が、上記内輪軌道の幅方向片側の端縁よりも上記外輪軌道の幅方向片側の端縁に乗り上がりにくい構造とする。そして、固定輪である外輪と回転輪である内輪との寿命を互いにほぼ等しくしつつ、上記複列ラジアル玉軸受１全体としての寿命の延長を図る。以下の実施例は、上述の図１に加えて、図３〜８を参照しつつ説明する。
【００１７】
本例は、上記図１に示した複列ラジアル玉軸受１を構成する各内輪５、５が使用時に回転する回転輪であり、外輪３が使用時にも回転しない固定輪である場合の実施例である。
本例では、上記玉６の直径Ｄ（図５）が９．５〜１２．７mmの範囲にあり、玉列のピッチ円直径が４４〜６４．５mmの範囲にあり、外輪、内輪各軌道２、４と上記玉６の転動面との接触角α（図５）が４０度であり、上記外輪軌道２の曲率半径ｒo （図３、６）及び上記内輪軌道４の曲率半径ｒi （図４、６）と上記玉６の直径Ｄとの比が、それぞれ（ｒo ／Ｄ）＝０．５１〜０．５４、（ｒi ／Ｄ）＝０．５１〜０．５４の範囲にある複列ラジアル玉軸受１を対象とする。
【００１８】
この様な複列ラジアル玉軸受１の場合、上記外輪軌道２と上記玉６の転動面との接触部に存在する接触楕円（以下「外輪側の接触楕円」と言う。）の長軸方向の半径（以下「長半径」と言う。）をａo （図５）とし、上記内輪軌道４と上記玉６の転動面との接触部に存在する接触楕円（以下「内輪側の接触楕円」と言う。）の長半径をａi （図５）とした場合に、これら各長半径ａo 、ａi 同士の比（ａo ／ａi ）と、上記外輪、内輪各軌道２、４の曲率半径ｒo 、ｒi 同士の比（ｒo ／ｒi ）との間には、図７に示す様な直線関係（比例関係）、即ち、次の（１）式で表される関係が成立する。
（ａo ／ａi ）＝−７．２１５（ｒo ／ｒi ）＋８．１８７
−−−−−（１）
尚、上記各長半径ａo 、ａi の具体的数値は、玉軸受の技術分野で周知である、ヘルツの接触理論により求める事ができる。
【００１９】
一方、内輪側の肩部８の高さ（上記内輪軌道４の溝底から、荷重を負荷可能な部分の端である、この肩部８の端縁までの径方向高さ）をＨi （図４、６）とすると、上記内輪軌道４の曲率中心Ｏ4 を中心とする、この内輪軌道４の溝底と上記肩部８の端縁との間の角度θHi（図６）は、
θHi＝cos -1（１−Ｈi ／ｒi ） −−−−−（２）
となる。
又、上記外輪、内輪各軌道２、４と上記玉６の転動面との接触角はαであるから、上記内輪側の接触楕円の許容長半径（＝上記玉６の転動面が内輪側の肩部８の端縁に乗り上げない範囲での、当該接触楕円の長半径ａi の最大値）ａi 、 lim は、
ａi 、 lim ＝ｒi ・sin （θHi−α） −−−−−（３）
となる。
【００２０】
一方、上記内輪側の接触楕円の長半径ａi が上記許容長半径ａi 、 lim である場合の、前記外輪側の接触楕円の長半径ａo （この場合のａo をａo 、 ilimとする）は、前記（１）式より、
ａo 、 ilim＝ａi 、 lim ｛−７．２１５（ｒo ／ｒi ）＋８．１８７｝
−−−−−（４）
となる。
【００２１】
そして、この（４）式で表される長半径ａo 、 ilimが、上記外輪側の接触楕円の許容長半径（＝上記玉６の転動面が外輪側の肩部７の端縁に乗り上げない範囲での、当該接触楕円の長半径ａo の最大値）となる場合の、外輪側の肩部７の高さ（上記外輪軌道２の溝底からこの肩部７の端縁までの径方向高さ）Ｈo （図３、６。尚、この場合のＨo を必要最低高さＨo 、 min とする）は、
Ｈo 、 min ＝ｒo （１−cos θHo） −−−−−（５）
となる。尚、この（５）式の右辺中のθHoは、図６に示す様に、上記外輪軌道２の曲率中心Ｏ2 を中心とする、この外輪軌道２の溝底と上記肩部７の端縁との間の角度であり、
θHo＝α＋sin-1 ( ａo 、 ilim／ｒo ） −−−−−（６）
で表される。
【００２２】
ここで、上記（５）式に、上記（２）〜（４）及び（６）式を代入すると、上記外輪側の肩部７の必要最低高さＨo 、 min は、
Ｈo 、 min ＝ｒo （１−cos （α＋sin -1（ｒi ・sin （cos-1 （１−Ｈi ／ｒi ）−α）×（−７．２１５（ｒo ／ｒi ）＋８．１８７）／ｒo ）））
−−−−−（７）
と表されるが、この（７）式を、（ｒo ／Ｄ）＝０．５１〜０．５４、（ｒi ／Ｄ）＝０．５１〜０．５４の範囲にある、諸元の異なる幾つかの複列ラジアル玉軸受１に就いて計算すると、図８に示す様な結果が得られ、この結果に示す直線関係（比例関係）から、次の近似式が得られる。
Ｈo 、 min ＝Ｈi ｛−６．１３１（ｒo ／ｒi ）＋７．１０５｝
−−−−−（８）
【００２３】
そこで、本実施例では、回転輪である内輪５の肩部８の高さをＨi とした場合に、固定輪である外輪３の肩部７の高さＨo を上記必要最低高さＨo 、 min よりも大きくする（Ｈo ＞Ｈo 、 min ）事により、運転時に複数個の玉６、６が、上記回転輪である内輪５の肩部８の端縁よりも上記固定輪である外輪３の肩部７の端縁に乗り上げにくい構造として、上記複列ラジアル玉軸受１の長寿命化を図る。例えば、Ｈo ＝（１．０７〜１．１５）×Ｈo 、 min とすれば、上記複列ラジアル玉軸受１の長寿命化を図れると共に、上記外輪軌道２と上記内輪軌道４との実際の転がり疲れ寿命を互いにほぼ等しくできる（バランスの良い設計を行なえる）。
【００２４】
上述の計算に基づいて設計を行なった複列ラジアル玉軸受１の６例（軸受ａ〜ｆ）を、以下の表１に示す。
【表１】
尚、これら各軸受ａ〜ｆとも、外輪、内輪各軌道２、４の曲率半径ｒo 、ｒi と玉６の直径Ｄとの比を、（ｒo ／Ｄ）＝０．５３、（ｒi ／Ｄ）＝０．５１７５とし、接触角αを（前述した通り）４０度とした。尚、上記内輪軌道４は、円周方向に関して凸に湾曲している為、この内輪軌道４と上記玉６の転動面との接触部に存在する接触楕円の面積が小さくなり易い。この為、当該接触部の面圧上昇を抑えるべく、上述の様に内輪側の比（ｒi ／Ｄ）を、外輪側の比（ｒo ／Ｄ）に比べて小さくした。一方、この様に比（ｒi ／Ｄ）を小さくした分、上記接触楕円の長径（この内輪軌道４の幅方向に関する幅）が長くなり、この接触楕円の一部が上記内輪軌道４から外れ易くなる為、これを有効に防止すべく、回転輪である内輪５の肩部８の高さＨi は、上記玉６の直径Ｄの４２％（Ｈi ＝０．４２×Ｄ）とした。又、固定輪である外輪３の肩部７の高さＨo は、Ｈo ≒１．１×Ｈo 、 min とした。
この結果、上述した各軸受ａ〜ｆとも、本発明による肩部の寸法規制を行なう前に比べて、軸受全体の転がり疲れ寿命を１．５〜３倍程度伸ばす事ができた。
【００２５】
【発明の効果】
本発明の複列ラジアル玉軸受は、以上に述べた通り構成され作用するので、固定輪である外輪と回転輪である内輪との寿命のバランスを取りつつ、複列ラジアル玉軸受全体としての寿命の延長を図れる。
【図面の簡単な説明】
【図１】 複列ラジアル玉軸受の１例である、アンギュラ型の複列ラジアル玉軸受の半部断面図。
【図２】 運転時の玉の乗り上げ率が回転輪と固定輪とで等しいラジアル玉軸受の耐久試験の結果を示す図。
【図３】 アンギュラ型の複列ラジアル玉軸受を構成する外輪の半部断面図。
【図４】 同じく、１対の内輪の半部側面図。
【図５】 接触角αと、接触楕円の長半径ａi 、ａo とを表した図。
【図６】 軌道の曲率半径ｒi 、ｒo と、肩部の高さＨi 、Ｈo と、軌道の溝底と肩部の端縁との間の角度θHi、θHoとを表した図。
【図７】 外輪、内輪両軌道の曲率半径同士の比（ｒo ／ｒi ）と外輪側、内輪側両接触楕円の長半径同士の比（ａo ／ａi ）との関係を示すグラフ。
【図８】 外輪、内輪両軌道の曲率半径同士の比（ｒo ／ｒi ）と、外輪側の肩部の必要最低高さと内輪側の肩部の高さとの比（Ｈo 、 min ／Ｈi ）との関係を示すグラフ。
【符号の説明】
１ 複列ラジアル玉軸受
２ 外輪軌道
３ 外輪
４ 内輪軌道
５ 内輪
６ 玉
７ 肩部
８ 肩部
９ 保持器
【発明の属する技術分野】
本発明は、自動車の車輪を懸架装置に対して回転自在に支持する為の複列ラジアル玉軸受の改良に関する。特に、本発明の複列ラジアル玉軸受は、運転中に、荷重や軸の傾斜、振動が加わる様な条件で使用する場合でも、十分な耐久性確保を図るものである。
【０００２】
【従来の技術】
自動車の車輪を懸架装置に対して回転自在に支持する為に、例えば、図１に示す様な複列ラジアル玉軸受１を使用する。この複列ラジアル玉軸受１は、内周面にアンギュラ型の外輪軌道２、２を複列に形成した外輪３と、それぞれが外周面にアンギュラ型の内輪軌道４を形成した１対の内輪５、５と、上記各外輪軌道２、２とこれら各内輪軌道４、４との間にそれぞれ複数個ずつ、保持器９、９により保持した状態で転動自在に設けられた玉６、６とを備える。そして、図示の様に、上記各内輪５、５の軸方向端面同士を互いに突き合わせた状態で、上記各玉６、６に、図１に鎖線γで示す方向の接触角αを付与している。この様に構成する複列ラジアル玉軸受１により、自動車の車輪を懸架装置に対して回転自在に支持する場合には、例えば、上記外輪３を懸架装置を構成するナックルに内嵌固定すると共に、上記各内輪５、５を車輪と共に回転するハブに外嵌固定する。尚、この場合、上記外輪３が使用時にも回転しない固定輪となり、上記各内輪５、５が使用時に回転する回転輪となる。
【０００３】
ところで、自動車の運転時に上述の様な複列ラジアル玉軸受１には、ラジアル荷重の他、大きなスラスト荷重やモーメント荷重が負荷される場合がある。一方、この様な場合に、上記複列ラジアル玉軸受１の各構成部材が弾性変形する等により、上記各玉６、６の転動面が上記各軌道２、４の幅方向端縁（これら各軌道２、４の幅方向片側に存在する肩部７、８側の端縁）に乗り上げる可能性がある。そして、この様な乗り上げが生じると、上記各玉６、６の転動面とこれら各軌道２、４との接触部に存在する接触楕円の一部が当該軌道２、４から外れ、エッジロードに基づき、上記各玉６、６の転動面と上記各軌道２、４との接触部の面圧が上昇する。尚、これら各玉６、６の転動面とこれら各軌道２、４との接触部が当該軌道２、４の幅方向端縁にまで達すると、接触部分の形状は楕円ではなくなる（楕円の一部が欠けた形状になる）。但し、本明細書では、説明の便宜上、接触楕円の一部が軌道から外れた場合でも「接触楕円」の語を用いる。
【０００４】
又、上述した様なエッジロードに基づく面圧上昇は、上記接触楕円の一部が当該軌道２、４から外れる割合（＝当該一部の面積／当該一部を含む接触楕円全体の面積。以下、「玉の乗り上げ率」と言う。）が大きくなる程、大きくなる。この様な面圧上昇は、上記複列ラジアル玉軸受１の転がり疲れ寿命を低下させる原因となる為、実際の設計を行なう場合には、運転時の負荷荷重条件を考慮して、運転時に上記外輪３と上記各内輪５、５とに就いての上記各玉６、６の乗り上げ率がそれぞれ大きくなり過ぎない様に（例えば数％程度に抑えられる様に）している。又、上記外輪３と上記各内輪５、５とで、運転時の上記各玉６、６の乗り上げ率が互いにほぼ等しくなる様にしている。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
上述した様な複列ラジアル玉軸受１の場合、例えば自動車のタイヤが縁石等に勢い良く乗り上げた際に、上記各玉６、６の乗り上げ率が、設計上予定していた値よりも大きくなる可能性がある。そして、この事が原因となって、固定輪である外輪３の内周面に形成した外輪軌道２に早期に剥離が生じ、上記複列ラジアル玉軸受１の寿命が計算値よりも短くなると言った不都合を生じる場合がある。この為、この様な不都合を防止する技術の提供が望まれている。
【０００６】
図２は、ラジアル玉軸受の転がり疲れ寿命（回転輪又は固定輪の寿命）と、運転時の玉の乗り上げ率との関係を調べる為に行なった実験の結果を示している。実験では、試料となるラジアル玉軸受として、外輪と内輪とで運転時の玉の乗り上げ率（計算値）が互いにほぼ等しく、且つ、玉の乗り上げが生じない前提での転がり疲れ寿命（計算値）が内輪に比べて外輪の方が長い、アンギュラ型のラジアル玉軸受を使用した。そして、この様なラジアル玉軸受を、外輪固定・内輪回転で、且つ、外輪と内輪とにそれぞれ玉の乗り上げが生じる状態で運転した。尚、この為に運転中、上記ラジアル玉軸受に、ラジアル荷重やモーメント荷重等の不等分布荷重を負荷した。尚、運転時の玉の乗り上げ率は、試料となる３９個のラジアル玉軸受毎に少しずつ変えた。そして、これら各ラジアル玉軸受が寿命に達する（即ち、外輪と内輪とのうちの何れか一方の軌道輪の軌道面に剥離が生じる事に基づき、当該ラジアル玉軸受の振動又は温度が著しく上昇する）までの時間を測定すると共に、外輪と内輪とのうちの何れの軌道輪の軌道面に剥離が生じたかを調べた。
【０００７】
実験の結果、図２に示す様に、玉の乗り上げが生じない前提での寿命の計算値が内輪に比べて外輪の方が長いにも拘らず、試料として用いた３９個のラジアル玉軸受のうち、大半（３０個）のラジアル玉軸受が、回転輪である内輪の軌道面（内輪軌道）よりも先に固定輪である外輪の軌道面（外輪軌道）に剥離を生じた。尚、一般的に、運転時にラジアル荷重やモーメント荷重等の不等分布荷重を受けるラジアル玉軸受の場合、回転輪よりも固定輪の方が軌道面に剥離を生じやすい。この理由は、回転輪の場合には、運転時に負荷圏が軌道面の円周方向に移動するのに対し、固定輪の場合には、運転時に負荷圏が軌道面の円周方向に移動せず、軌道面の同一個所で常に大きな繰り返し応力を受ける為である。
【０００８】
又、図２に示した実験結果から明らかな通り、運転時の玉の乗り上げ率が大きくなる程、回転輪である内輪の軌道面よりも先に固定輪である外輪の軌道面に剥離が生じ易くなり、且つ、ラジアル玉軸受の相対寿命比（特定の試料の寿命を１としてそれに対する比率で表した、寿命を表す値）が小さくなる事が分かる。そこで、この様な実験結果を分析すると、固定輪である外輪に就いて運転時の玉の乗り上げ率が小さくなる様にすれば、この外輪の軌道面に剥離を生じにくくでき、ラジアル玉軸受全体としての寿命の延長を図れる事が分かる。
【０００９】
尚、上述の様に運転時の玉の乗り上げ率を小さくする方法、即ち、軌道の幅方向端縁に玉の転動面が乗り上がりにくくする方法としては、当該軌道の曲率半径を大きくして、当該軌道と上記玉の転動面との接触部に存在する接触楕円の面積を小さくする方法と、当該軌道の幅方向側方に存在する肩部の高さを高くする方法とがある。このうち、軌道の曲率半径を大きくする方法は、この軌道の曲率半径を大きくする事に伴って接触部の面圧が上昇する為、転がり疲れ寿命を確保する観点から採用するのが難しい場合がある。又、肩部の高さを高くする方法は、この肩部と保持器９（図１参照）等の他の部材との干渉防止を図る為、制限を受ける場合がある。従って、軌道の幅方向端縁に玉の転動面を乗り上がりにくくさせる設計は、当該軌道の曲率半径と上記肩部の高さとの双方の値を調整しつつ、行なう必要がある。一方、上述の様な場合に、固定輪である外輪と同じ分だけ、回転輪である内輪に就いても運転時の玉の乗り上げ率を小さくすれば、この内輪の寿命も延長する可能性がある。但し、現状のままで十分な寿命を有する、回転輪である内輪の寿命を更に延長すベく、玉の乗り上げ率を小さくしても、この回転輪が過剰品質となるだけでなく、接触部の面圧が上昇して、かえって別の面から寿命を短くしたり（内輪軌道の曲率半径を大きくした場合）、肩部と保持器とが干渉する（肩部の高さを大きくした場合）等の問題が生じる為、好ましくない。
本発明は、上述の様な事情に鑑みて、玉の転動面と各軌道との接触部の面圧上昇を抑えたり、肩部と、保持器等他の部材との干渉を防止しながら、固定輪である外輪と回転輪である内輪との軌道面の曲率半径及び肩部の高さを調節する事により、これら外輪と内輪との寿命のバランスを取りつつ、複列ラジアル玉軸受全体としての寿命の延長を図るべく発明したものである。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
本発明の複列ラジアル玉軸受は、前述の図１に示した複列ラジアル玉軸受１と同様、内周面にアンギュラ型の外輪軌道を複列に形成した外輪と、それぞれの外周面にアンギュラ型の内輪軌道を形成した１対の内輪と、上記各外輪軌道とこれら各内輪軌道との間にそれぞれ転動自在に設けられた複数個の玉とを備える。そして、上記外輪が使用時にも回転しない固定輪であり、上記両内輪が使用時に回転する回転輪である。
特に、本発明の複列ラジアル玉軸受に於いては、自動車の車輪を懸架装置に対して回転自在に支持する為に使用し、上記複列に配置された上記各玉に背面組み合わせ型の接触角を付与している。そして、上記各外輪軌道の曲率半径をｒo とし、上記各内輪軌道の曲率半径をｒ i とし、上記各玉の直径をＤとし、これら各玉の転動面と上記外輪、内輪各軌道との接触角をαとし、上記各外輪軌道の幅方向側方に設けられた肩部の、当該軌道の溝底からの径方向高さをＨo とし、上記各内輪軌道の幅方向側方に設けられた肩部の、当該軌道の溝底からの径方向高さをＨi とした場合に、次の（１）、（２）の条件を満たす。
（１）上記各外輪軌道の曲率半径ｒo 及び上記各内輪軌道の曲率半径ｒi と上記各玉の直径Ｄとの比（ｒo ／Ｄ）、（ｒi ／Ｄ）が、それぞれ（ｒo ／Ｄ）＝０．５１〜０．５４、及び、（ｒi ／Ｄ）＝０．５１〜０．５４の範囲内にあり、且つ、（ｒo ／Ｄ）＞（ｒi ／Ｄ）の関係を満たす。
（２）Ｈ o が、Ｈ i よりも小さく、且つ、式「Ｈ o ＝（１．０７〜１．１５）×ｒ o （１− cos （α＋ sin -1 （ｒ i ・ sin （ cos -1 （１−Ｈ i ／ｒ i ）−α）×（−７．２１５（ｒ o ／ｒ i ）＋８．１８７）／ｒ o ）））」を満たす範囲内にある。
【００１２】
【作用】
上述の様に構成する本発明の複列ラジアル玉軸受によれば、運転時の玉の乗り上げ率が回転輪である内輪に比べて固定輪である外輪の方で小さくなり、外輪軌道に早期に剥離が生じる事を防止できる。この結果、外輪と内輪との寿命のバランスを取りつつ、複列ラジアル玉軸受全体としての寿命の延長を図れる。
【００１３】
尚、複列ラジアル玉軸受を構成する外輪軌道と内輪軌道とのうちの内輪軌道は、円周方向に関して凸に湾曲している為、この内輪軌道と玉の転動面との接触部に存在する接触楕円の面積が（円周方向に存在する短径が短くなる為）小さくなり易い。この為、接触部の面圧上昇を抑えるべく、上記内輪軌道の曲率半径を玉の転動面の曲率半径に近付けて小さくし、上記接触楕円の面積を十分に確保する必要がある。ところが、この様に内輪軌道の曲率半径を小さくすると、上記接触楕円の（円周方向に対し直角方向に存在する）長径（この内輪軌道の幅方向に関する幅）が大きくなる為、この内輪軌道の幅方向端縁に上記玉の転動面が乗り上げ易くなる。
【００１４】
これに対して、上記外輪軌道は、円周方向に関して凹に湾曲している為、この外輪軌道と玉の転動面との接触部に存在する接触楕円の（円周方向に存在する短径が長くなる為）面積を確保し易い。この為、この外輪軌道の曲率半径を多少大きくしても、接触部の面圧上昇を抑える事ができる。この様に外輪軌道の場合には、その曲率半径を上記内輪軌道の曲率半径に比べて大きくできる為、上記接触楕円の長半径（上記外輪軌道の幅方向に関する幅）が小さくなり、この外輪軌道の幅方向端縁に玉の転動面が乗り上がりにくくなる。
【００１５】
外輪固定・内輪回転で使用される複列ラジアル玉軸受の場合には、内輪軌道の幅方向端縁よりも、外輪軌道の幅方向端縁に玉の転動面が乗り上がりにくくする。そして、この為に、外輪軌道の幅方向側方に設けられた肩部の高さを高くするが、上述した様に外輪軌道の幅方向端縁には、玉の転動面が乗り上がりにくくなっている。この為、上記内輪軌道の幅方向端縁よりも、上記外輪軌道の幅方向端縁に玉の転動面が乗り上がりにくくする場合には、上記肩部の高さを少しだけ高くすれば良い。従って、この肩部と保持器等の他の部材との干渉防止を考慮する必要がある場合でも、この肩部の高さを所望通りに高くし易い。
【００１６】
【実施例】
以下、本発明の実施例に就いて説明する。本実施例では、前述の図１に示した複列ラジアル玉軸受１に本発明を適用し、各玉６、６と各軌道２、４との接触部の面圧上昇を抑えながら、内輪軌道の幅方向片側に設けた肩部の高さと、外輪軌道の幅方向片側に設けた肩部の高さとを調節する。これにより、運転時に上記各玉６、６が、上記内輪軌道の幅方向片側の端縁よりも上記外輪軌道の幅方向片側の端縁に乗り上がりにくい構造とする。そして、固定輪である外輪と回転輪である内輪との寿命を互いにほぼ等しくしつつ、上記複列ラジアル玉軸受１全体としての寿命の延長を図る。以下の実施例は、上述の図１に加えて、図３〜８を参照しつつ説明する。
【００１７】
本例は、上記図１に示した複列ラジアル玉軸受１を構成する各内輪５、５が使用時に回転する回転輪であり、外輪３が使用時にも回転しない固定輪である場合の実施例である。
本例では、上記玉６の直径Ｄ（図５）が９．５〜１２．７mmの範囲にあり、玉列のピッチ円直径が４４〜６４．５mmの範囲にあり、外輪、内輪各軌道２、４と上記玉６の転動面との接触角α（図５）が４０度であり、上記外輪軌道２の曲率半径ｒo （図３、６）及び上記内輪軌道４の曲率半径ｒi （図４、６）と上記玉６の直径Ｄとの比が、それぞれ（ｒo ／Ｄ）＝０．５１〜０．５４、（ｒi ／Ｄ）＝０．５１〜０．５４の範囲にある複列ラジアル玉軸受１を対象とする。
【００１８】
この様な複列ラジアル玉軸受１の場合、上記外輪軌道２と上記玉６の転動面との接触部に存在する接触楕円（以下「外輪側の接触楕円」と言う。）の長軸方向の半径（以下「長半径」と言う。）をａo （図５）とし、上記内輪軌道４と上記玉６の転動面との接触部に存在する接触楕円（以下「内輪側の接触楕円」と言う。）の長半径をａi （図５）とした場合に、これら各長半径ａo 、ａi 同士の比（ａo ／ａi ）と、上記外輪、内輪各軌道２、４の曲率半径ｒo 、ｒi 同士の比（ｒo ／ｒi ）との間には、図７に示す様な直線関係（比例関係）、即ち、次の（１）式で表される関係が成立する。
（ａo ／ａi ）＝−７．２１５（ｒo ／ｒi ）＋８．１８７
−−−−−（１）
尚、上記各長半径ａo 、ａi の具体的数値は、玉軸受の技術分野で周知である、ヘルツの接触理論により求める事ができる。
【００１９】
一方、内輪側の肩部８の高さ（上記内輪軌道４の溝底から、荷重を負荷可能な部分の端である、この肩部８の端縁までの径方向高さ）をＨi （図４、６）とすると、上記内輪軌道４の曲率中心Ｏ4 を中心とする、この内輪軌道４の溝底と上記肩部８の端縁との間の角度θHi（図６）は、
θHi＝cos -1（１−Ｈi ／ｒi ） −−−−−（２）
となる。
又、上記外輪、内輪各軌道２、４と上記玉６の転動面との接触角はαであるから、上記内輪側の接触楕円の許容長半径（＝上記玉６の転動面が内輪側の肩部８の端縁に乗り上げない範囲での、当該接触楕円の長半径ａi の最大値）ａi 、 lim は、
ａi 、 lim ＝ｒi ・sin （θHi−α） −−−−−（３）
となる。
【００２０】
一方、上記内輪側の接触楕円の長半径ａi が上記許容長半径ａi 、 lim である場合の、前記外輪側の接触楕円の長半径ａo （この場合のａo をａo 、 ilimとする）は、前記（１）式より、
ａo 、 ilim＝ａi 、 lim ｛−７．２１５（ｒo ／ｒi ）＋８．１８７｝
−−−−−（４）
となる。
【００２１】
そして、この（４）式で表される長半径ａo 、 ilimが、上記外輪側の接触楕円の許容長半径（＝上記玉６の転動面が外輪側の肩部７の端縁に乗り上げない範囲での、当該接触楕円の長半径ａo の最大値）となる場合の、外輪側の肩部７の高さ（上記外輪軌道２の溝底からこの肩部７の端縁までの径方向高さ）Ｈo （図３、６。尚、この場合のＨo を必要最低高さＨo 、 min とする）は、
Ｈo 、 min ＝ｒo （１−cos θHo） −−−−−（５）
となる。尚、この（５）式の右辺中のθHoは、図６に示す様に、上記外輪軌道２の曲率中心Ｏ2 を中心とする、この外輪軌道２の溝底と上記肩部７の端縁との間の角度であり、
θHo＝α＋sin-1 ( ａo 、 ilim／ｒo ） −−−−−（６）
で表される。
【００２２】
ここで、上記（５）式に、上記（２）〜（４）及び（６）式を代入すると、上記外輪側の肩部７の必要最低高さＨo 、 min は、
Ｈo 、 min ＝ｒo （１−cos （α＋sin -1（ｒi ・sin （cos-1 （１−Ｈi ／ｒi ）−α）×（−７．２１５（ｒo ／ｒi ）＋８．１８７）／ｒo ）））
−−−−−（７）
と表されるが、この（７）式を、（ｒo ／Ｄ）＝０．５１〜０．５４、（ｒi ／Ｄ）＝０．５１〜０．５４の範囲にある、諸元の異なる幾つかの複列ラジアル玉軸受１に就いて計算すると、図８に示す様な結果が得られ、この結果に示す直線関係（比例関係）から、次の近似式が得られる。
Ｈo 、 min ＝Ｈi ｛−６．１３１（ｒo ／ｒi ）＋７．１０５｝
−−−−−（８）
【００２３】
そこで、本実施例では、回転輪である内輪５の肩部８の高さをＨi とした場合に、固定輪である外輪３の肩部７の高さＨo を上記必要最低高さＨo 、 min よりも大きくする（Ｈo ＞Ｈo 、 min ）事により、運転時に複数個の玉６、６が、上記回転輪である内輪５の肩部８の端縁よりも上記固定輪である外輪３の肩部７の端縁に乗り上げにくい構造として、上記複列ラジアル玉軸受１の長寿命化を図る。例えば、Ｈo ＝（１．０７〜１．１５）×Ｈo 、 min とすれば、上記複列ラジアル玉軸受１の長寿命化を図れると共に、上記外輪軌道２と上記内輪軌道４との実際の転がり疲れ寿命を互いにほぼ等しくできる（バランスの良い設計を行なえる）。
【００２４】
上述の計算に基づいて設計を行なった複列ラジアル玉軸受１の６例（軸受ａ〜ｆ）を、以下の表１に示す。
【表１】
この結果、上述した各軸受ａ〜ｆとも、本発明による肩部の寸法規制を行なう前に比べて、軸受全体の転がり疲れ寿命を１．５〜３倍程度伸ばす事ができた。
【００２５】
【発明の効果】
本発明の複列ラジアル玉軸受は、以上に述べた通り構成され作用するので、固定輪である外輪と回転輪である内輪との寿命のバランスを取りつつ、複列ラジアル玉軸受全体としての寿命の延長を図れる。
【図面の簡単な説明】
【図１】 複列ラジアル玉軸受の１例である、アンギュラ型の複列ラジアル玉軸受の半部断面図。
【図２】 運転時の玉の乗り上げ率が回転輪と固定輪とで等しいラジアル玉軸受の耐久試験の結果を示す図。
【図３】 アンギュラ型の複列ラジアル玉軸受を構成する外輪の半部断面図。
【図４】 同じく、１対の内輪の半部側面図。
【図５】 接触角αと、接触楕円の長半径ａi 、ａo とを表した図。
【図６】 軌道の曲率半径ｒi 、ｒo と、肩部の高さＨi 、Ｈo と、軌道の溝底と肩部の端縁との間の角度θHi、θHoとを表した図。
【図７】 外輪、内輪両軌道の曲率半径同士の比（ｒo ／ｒi ）と外輪側、内輪側両接触楕円の長半径同士の比（ａo ／ａi ）との関係を示すグラフ。
【図８】 外輪、内輪両軌道の曲率半径同士の比（ｒo ／ｒi ）と、外輪側の肩部の必要最低高さと内輪側の肩部の高さとの比（Ｈo 、 min ／Ｈi ）との関係を示すグラフ。
【符号の説明】
１ 複列ラジアル玉軸受
２ 外輪軌道
３ 外輪
４ 内輪軌道
５ 内輪
６ 玉
７ 肩部
８ 肩部
９ 保持器
Claims (1)
- 内周面にアンギュラ型の外輪軌道を複列に形成した外輪と、それぞれの外周面にアンギュラ型の内輪軌道を形成した１対の内輪と、上記各外輪軌道とこれら各内輪軌道との間にそれぞれ転動自在に設けられた複数個の玉とを備え、上記外輪が使用時にも回転しない固定輪であり、上記両内輪が使用時に回転する回転輪である複列ラジアル玉軸受に於いて、この複列ラジアル玉軸受が、自動車の車輪を懸架装置に対して回転自在に支持するものであり、上記複列に配置された上記各玉には背面組み合わせ型の接触角が付与されており、上記各外輪軌道の曲率半径をｒo とし、上記各内輪軌道の曲率半径をｒ i とし、上記各玉の直径をＤとし、これら各玉の転動面と上記外輪、内輪各軌道との接触角をαとし、上記各外輪軌道の幅方向側方に設けられた肩部の、当該軌道の溝底からの径方向高さをＨo とし、上記各内輪軌道の幅方向側方に設けられた肩部の、当該軌道の溝底からの径方向高さをＨi とした場合に、
（１）上記各外輪軌道の曲率半径ｒo 及び上記各内輪軌道の曲率半径ｒi と上記各玉の直径Ｄとの比（ｒo ／Ｄ）、（ｒi ／Ｄ）が、それぞれ（ｒo ／Ｄ）＝０．５１〜０．５４、及び、（ｒi ／Ｄ）＝０．５１〜０．５４の範囲内にあり、且つ、（ｒo ／Ｄ）＞（ｒi ／Ｄ）の関係を満たし、
（２）Ｈ o が、Ｈ i よりも小さく、且つ、式「Ｈ o ＝（１．０７〜１．１５）×ｒ o （１− cos （α＋ sin -1 （ｒ i ・ sin （ cos -1 （１−Ｈ i ／ｒ i ）−α）×（−７．２１５（ｒ o ／ｒ i ）＋８．１８７）／ｒ o ）））」を満たす範囲内にある、事を特徴とする複列ラジアル玉軸受。
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